Министерствообразования и науки Российской Федерации
Серовскийметаллургический техникум
КУРСОВОЙПРОЕКТ
по дисциплинеДетали машин
на тему
Расчетодноступенчатого цилиндрического редуктора в приводе к мешалке
Выполнил:
Студент 3 МиТЕПО
Городилов А.Ю.
2005
Содержание
Введение
1. Кинематическая схема агрегата и егопринцип действия
2. Расчетная часть
2.1 Выбор двигателя и кинематическийрасчет привода
2.2 Выбор материала зубчатых колес.Определение допустимого напряжения
2.3 Расчет зубчатой передачиредуктора
2.4 Расчет открытой передачи
2.5 Нагрузки валов редуктора
2.6 Разработка чертежей общего видаредуктора
2.7 Расчётная схема валов редуктора
2.8 Проверочный расчёт подшипников
2.9 Выбор муфт
2.10 Смазывание смазывающегоустройства
2.11 Проверочный расчет шпонок
2.12 Проверочный расчёт стяжныхвинтов
2.13 Проверочный расчет валов
2.14 Расчет технического уровняредуктора
Список используемой литературы
Введение
Создание машин,отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать ихнаибольший экономический эффект и высокие тактико-технические иэксплуатационные показатели.
Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокаяпроизводительность, надёжность, технологичность, ремонтопригодность, минимальныегабариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика.Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.Проектирование – это разработка общей конструкции изделия. Конструирование –это детальная дальнейшая разработка всех вопросов, связанных с воплощениемпринципиальной схемы в реальную конструкцию. Проект – это техническаядокументация, полученная в результате проектирования и конструирования.
Курсовой проект подеталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной наоснове знаний общеобразовательных, общетехнических и общеспециальных дисциплин.Здесь есть все: и анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; инаиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических,монтажных эксплутационных и экономических требований. А также кинематическиерасчеты и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкцийна прочность; и выбор материалов; и процесс сборки и разборки конструкций; и многоедругое.
Таким образом,достигаются основные цели данного проекта:
-Овладеть техникойразработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования;
-Получить навыкисамостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать полученныерезультаты;
-Научиться работать состандартными, различной инженерной, учебной и справочной литературой(каталогами, атласами, Классификатором ЕСКД).
В результатеприобретенные навыки и опыт проектирования машин и механизмов общего назначениястанут базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам идипломного проекта
1. Кинематическая схема агрегатаи его принцип действия
Цель:
1. изучить ивычертить схему машинного агрегата
/>
2. проанализироватьназначение и конструкцию элементов приводного устройства, выбрать местоустановки машинного агрегата
3. определить ресурсприводного устройства
1. Двигатель 5. Упругаямуфта с торообразной оболочкой
2. Ограждение 6. Мешалка
3. Клиноремённаяпередача 7. Смесь
4. Цилиндрическийредуктор 8. Задвижка
I, II, III, IV – валы, соответственно, — двигателя,быстроходного вала редуктора, тихоходного вала редуктора, рабочей машины.
Тема моего курсовогопроекта “Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора в приводе к мешалке”.Этот агрегат состоит из двигателя, упругой муфты, закрытой цилиндрической передачи(1 шестерня,1 колесо), клиноременной передачи, а также валов. Начиная работать,двигатель передает крутящий момент на ведущий шкив клиноременной передачи. Сведущего шкива, с помощью клинового ремня, крутящий момент передаётся на ведомыйшкив. С ведомого шкива крутящий момент передаётся на быстроходный валодноступенчатого цилиндрического редуктора. Тихоходный вал, с помощью муфты сторообразной обмоткой, передаёт крутящий момент на рабочую машину (мешалку).
Срок службы приводногоустройства
Срок службы (ресурс) Lh, ч, определить по формуле:
Lh =365 Lr tc Lc, (1)
где Lr – срок службы привода, лет,
Lc – число смен,
tc — продолжительность смены, ч.
Lh =365*6*8*2=35 040 ч
Из полученного значения Lh следует, вычисть примерно 15% часов на профилактику, текущийремонт, нерабочие дни (время простоя).
(Lh)=Lh — 15%=35 040*0.85=29 784 ч
Принимаем Lh=30 000 ч
Таблица 1. Условияэксплуатации машины.Место установки Lr Lc tc Lh Характеристика нагрузки Режим работы Завод железобетонных изделий 6 л. 2 см. 8 ч. 29 784 ч. С легкими толчками Реверсивный
2 Расчетная часть
2.1 Выбор двигателя икинематический расчет привода
Цель:
1. определитьноминальную мощность и номинальную частоту вращения
2. определитьпередаточное число привода и его ступеней
3. рассчитатьсиловые и кинематические параметры привода
Определяем номинальнуюмощность и номинальную частоту вращения двигателя
Определим требуемуюмощность рабочей машины Ррм, кВт:
Ррм=0, 32ω,(2)
где ω -угловая скорость, рад/с.
ω=/>/>n / 30 = 3, 14*65 / 30 = 6, 8
Ррм=0,32*6, 8=2, 2 кВт
Определим общийкоэффициент полезного действия привода:
h=hзпhопhмhпк2hпс, (3)
где hзп — коэффициенты полезного действиязакрытой передачи, hзп=0.97 %
hоп — коэффициенты полезного действияоткрытой передачи, hоп=0.97 %
hпк — коэффициенты полезного действиямуфты, hпк=0.9952 %
hм — коэффициенты полезного действияподшипников качения, hм=0.98%
hпс — коэффициенты полезного действияподшипников скольжения, hпс=0.99%
h=0.97*0,97*0,98*0,9952*0,99=0,90
Определим требуемуюмощность двигателя Рдв, кВт:
Рдв= Ррм/h, (4)
Рдв=2, 2/0,90=2, 4 кВт
Рдв= 3 кВт
Выбираем тип двигателя:
Таблица 2. ХарактеристикадвигателяВариант Тип двигателя Номинальная мощность Рном, кВт: Частота вращения, об/мин синхронная При номинальном режиме nном
1
2
3
4
4АМ112МВ8У3
4AM112МА6У3
4АМ100S4У3
4АМ90L2У3
3,0
3,0
3,0
3,0
750
1000
1500
3000
700
955
1435
2840
Определим передаточноечисло привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданнойноминальной мощности Рном:
u1= n ном / nрм=700/65=10,7 (5)
u2= n ном 2 / nрм= 955/65=14, 7
u3= n ном 3 / nрм= 1435/65=22, 1
u4= n ном 4 / nрм= 2840/65=43, 7
Производим разбивкупередаточного числа привода.
Первый способ.
uоп1=u1/ uзп=10, 7/4, 5=2,4(5)
u оп2= u2/ uзп =14,7/4,5 = 3,3
u оп3= u3/ uзп = 22,1/4, 5=4, 9
u оп4= u4/ uзп =43, 7/4, 5=9, 7
u= nном / nрм
Второй способ.
К2= />/> =/> =1, 3 (6)
К3= />=/>=1,5
u зп1=4, 5
uзп2= u зп1*К2=4, 5*1, 3=5, 85
По таблице выбираем uзп2=5 и определяем u оп2= u2/ uзп2 =14,7/5=2, 94
u зп3= uзп2* К3=5*1, 5=7, 5
По таблице выбираем u зп3=7, 1 и определяем u оп3= u3/ uзп3=27, 6/6, 3=4, 38
Первый и четвёртый варианттипов двигателя брать нежелательно. Третий тип двигателя так же не подходит,т.к. u оп2=4, 9, а uзп2=4, 5, а вот второй вариант больше подходит, где u оп=3, 3. Его можно уменьшить до оптимального значения.
Определяем максимальнодопустимое отклонение частоты вращения приводного вала.
/>nрм= nрм*/> /100=65*7/100= 4, 55 об/мин (7)
Определяем допускаемуючастоту вращения приводного вала.
[nрм]= nрм+ />nрм= 65+4, 55= 69, 55 об/мин (8)
Uф = nном/ [nрм] = 955/69, 55 = 13, 7
Передаточное числооткрытой передачи.
Uоп = Uф / Uзп = 13, 7 / 4, 5 = 3 (9)
Таким образом, выбираемдвигатель 4AM112МА6У3 (Рном = 3 кВт, nном = 955 об/мин). Передаточное числопривода U = 15, редуктора Uзп = 4, 5, клиноремённой передачи Uоп =3.
Таблица 3
Тип двигателя 4AM112МА6У3 Рном = 3 кВт, nном = 955 об/мин. параметр передача параметр вал Закрытая. редуктор открытая двигателя редуктора привода рабочей машины быстроход тихоход Передаточное число U 4, 5 3 Расч.мощность на валу, Р кВт 3 2, 88 2, 76 2, 67 Угл.скорость, ω, 1/с 100 33 7, 4 7, 4 КПД h 0, 97 0,97 Частота вращения, n об/мин 955 318 70, 4 70, 4 Вращающий момент, Т Н/м 30 86, 43 373, 5 362, 37 /> /> /> /> /> /> /> /> />
Последовательностьэлементов по схеме:
ДВ – ОП – ЗП – М – РМ
ωном. дв= /> nном / 30 = 3, 14*955 /30 = 100 с-1(10)
ωб = ωном. дв / Uоп = 100 / 3 = 33 с-1
ωтих = ωб / Uзп = 33 / 4,5 = 7, 4 с-1
nб = nном/ Uоп = 955 / 3 = 318 об/мин (11)
nт = nб/ Uзп = 318 / 4, 5 = 70, 7 об /мин
nрм = nт = 70, 7 об /мин
Рб= Рдвhопhпк (12)
Рб= 3*0, 97*0,995 = 2, 88 кВт
Рт= Рбhзпhпк (13)
Рт = 2,88*0,97*0, 9952=2, 76 кВт
Ррм= Ртhм hпс=2, 76*0, 98*0, 93=2, 67 кВт (14)
Тдв= Рдв*103/wном (15)Тдв= 3*103 / 100= 0, 03 кН/м =30 Н/м
Тб= Тдвuоп hпк hоп (16)Тб= 30*3*0, 97*0, 9952 = 86,43 Н/м
Тт= Тбuзп hзп hпк (17)Тт= 86, 43*4, 5*0, 97*0, 9952= 373,5 Н/м
Трм= Тт hм hпс (18)
Трм=373, 5*0,98*0, 99 = 362, 37 Н/м
2.2 Выбор материалазубчатой передачи. Определение допустимых напряжений.
Цель:
1. выбрать твёрдость, термообработку
2. определить контактные допускаемыенапряжения
3. определить допускаемые напряжения наизгиб
a. Выберем материал,одинаковый для шестерни и колёс, но с разными твёрдостями – 40ХН
b. Выберемтермообработку – улучшение
c. Выберем твёрдостьзубьев: для колеса – НВ2 = 270; для шестерни – НВ1 = 500
d. Определиммеханические характеристики сталей: />-1= 420 Н/мм2; />в =920 Н/мм2
e. Выберемпредельные значения размеров заготовки шестерни (Dпред – диаметр) и колеса (Sпред – толщина обода или диска): Dпред= 200 мм, Sпред=125 мм
Определим коэффициентдолговечности для колёс KHL1 и KHL2
KHL1 = />1 (19)
KHL2 = />2 ,
где NHO – число циклов перемены напряженийсоответствующее пределу выносливости, NHO = 25 млн. циклов
N – число циклов перемены напряженияза весь срок службы,
N1 = 573 ωб *Lh= 573*33*90*103= 567*106
N2 = 573 ωб *Lh= 127? 2*1
KHL1 = KHL2 = 1, т.к.по решению N /> NHO, то KHL принимаем равной 1.
Определим допускаемыеконтактные напряжения [s]но1и [s]но2, Н/мм²
[s]но= 1, 8 НВср+ 67 = 1, 8*285+67 = 580 Н/мм2 (20)
Определим допускаемыенапряжения изгиба для шестерни и колеса
[s]Fo = 1, 03* НВср = 1, 03*285= 293, 9 Н/мм2 (21)
Определим допускаемоеконтактное напряжение для зубьев колёс, [s]н
[s]н1 = KHL1[s]но = 580 Н/мм2 (22)
[s]н = 0, 45*580 = 261 Н/мм2
Определим допускаемоенапряжение на изгиб, [s]F
KFL1 = />1 KFL2 = />2, (23)
где Nfo = 4*106 – число цикловперемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости.
N1 = 567*106; N2 = 127? 2*106. Если N /> Nfo, то KFL =1
[s]F1 = KFL1 * [s]Fo1 = 293,9 Н/мм2 (24)
Таблица 4Элемент передачи Марка стали
Dпред мм
Tepooб
работка НВ1ср
sв
s-1 [s]н
[s]F
Sпред мм НВ2ср H/мм² Шестерня 40ХН
200.0
125 Улучшение 285 920 420 261 294 Колесо 40ХН
200.0
125
2.3 Расчет закрытойцилиндрической зубчатой передачи
Проектный расчёт
2.3.1Определим главныйпараметр – межосевое расстояние аw, мм/> /> /> /> /> /> /> /> /> />
аw=Ка(u+1)*3Ö(T2*10³)/(ψa2 u2[σ]н2)*КНβ,мм (25)
где Ка — вспомогательныйкоэффициент, Ка=43,
ψa – коэффициент венца колеса, ψa= 0,28…0,36,
u – передаточное число редуктора(см.табл.3),
Т2 – вращающиймомент на тихоходном валу передачи, Н*м, (см.табл.3)
[σ]н – допускаемое контактное напряжениеколеса с менее прочным зубом,
Н*мм²,
КНβ –коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, КНβ=1.
аw=43(4, 5+1) *³√ (373*103)/(0.36*4, 52*2612)*1=214,9
Принимаем аw=230 мм
Определим модульзацепления m, мм
m≥(2*КmT2*10³)/(d2b2[s]F), (26)
где Кm — вспомогательный коэффициент, Кm=5.8,
d2 – делительный диаметр колеса, мм
d2=(2 аw u)/( u+1), (27)
d2=2*230*4, 5/4, 5+1=376, 45 мм
b2 – ширина венца колеса, мм
b2=ψ*аw, (28)
b2=0, 28*230=65мм
[s]F — допускаемое напряжение изгиба колеса с менее прочнымзубом, Н/мм² (см.табл.4)
m≥2*5.8*373*103/376,45*65*294=0, 56мм
Принимаем m=2 мм
Определить угол наклоназубьев βmin для косозубых передач
βmin=arcsin 3,5m/ b2,(29)
βmin=arcsin 3,5*2/65=5, 240
Определим суммарное числозубьев шестерни и колеса
zΣ= (2 аwcosβmin)/m, (30)
zΣ=2*230*cos5, 240/2=228
Уточним действительнуювеличину угла наклона зубьев для косозубых передач
β=arccos(zΣm/2 аw), (31)
β=arcos(228*2/460)=8, 40
Определим число зубьевшестерни
z1= zΣ/(1+ u), (32)
z1=228/5, 5=41
Определим число зубьевколеса
z2= zΣ — z1, (33)
z2=228-41=187
Определим фактическоепередаточное число uф и проверим его отклонение Δu от заданного u
uф = z2/ z1, (34)
uф=187/41=4, 56
Δu=(| uф-u|/u)*100%≤4%, (35)
Δu=(|4, 5-4, 56|/4, 5)*100%=0, 2%
Определим фактическоемежосевое расстояние
аw=(z1+ z2) m/2cosβ (36)
аw=228*2/2cos8, 40=231 мм
Определим фактическиеосновные геометрические параметры передачи, мм
Делительный диаметршестерни, мм
D1= m z1/ cosβ (37)
D1= 2*41/cos8,40=81, 12мм
Делительный диаметрколеса, мм
D2= m z2/ cosβ (38)
D2= 369, 98 мм
Диаметр вершин зубьевшестерни, мм
Da1= d1+2 m (39)
Da1= 85, 12 мм
Диаметр вершин зубьев колеса,мм
Da2= d2+2 m (40)
Da2= 373, 98 мм
Диаметр впадин зубьевшестерни, мм
Df1= d1-2,4m (41)
Df1= 76, 32 мм
Диаметр впадин зубьевколеса, мм
Df2= d2-2,4m (42)
Df2= 365, 78 мм
Определим ширину венцашестерни, мм
b1= b2+3 (43)
b1=69 мм
Определим ширину венцаколеса, мм
b2= ψa*аw (44)
b2=65 мм
Таблица 5Параметр Колесо Шестерня
Диаметр,
мм Делительный, D 369, 98 81, 12
вершин зубьев, Da 373, 98 85, 12
Впадин зубьев, Df 365, 78 76, 32 Ширина венца, b, мм 64, 4 68, 4
Межосевое расстояние, аw, мм 231 Модуль зацепления, m, мм 2 Число зубьев, z 187 41 Вид зубьев косозубая
Угол наклона зубьев, β, 0 8 /> /> /> /> />
Проверочный расчет
Проверим межосевоерасстояние:
aw=(d1+d2)/2(45)
aw=225, 55 мм
Проверим пригодностьзаготовок колёс.
Условие пригодностизаготовок колёс:
Dзаг ≤ Dпред; Сзаг (Sзаг) ≤ Sпред (46)
Диаметр заготовкишестерни, мм
Dзаг = dа1+6 (47)
Dзаг =91, 12 мм ≤ 200
Толщина диска заготовкиколеса, мм
Sзаг = b2+4, (48)
Sзаг =69 мм ≤ 125
Проверим контактныенапряжения σн, Н/мм²:
σн = К √[F1(uф+1)/d2b2]KHαKHβKHυ ≤ [σ]H, (49)
где К — вспомогательныйкоэффициент. Для косозубых передач К=376,
F1 — окружная сила в зацеплении, Н;
F1=2T2*10³/d2 = 2016 Н (50)
KHα – коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между
зубьями и зависящий от окружнойскорости колёс и степени точности. Для косозубых – KHα=1.12
υ=ω2d2/2*10³, м/с (51) υ= 7,4*369, 98 / 2*10³= 1, 36 м/с
KHυ – коэффициент, динамической нагрузки,KHυ=1, 01
KHβ= 1
σн = 376 √[2016*(4,55+1)/369, 98*65]*1.12*1*1.01=268, 12 Н/мм2 .
[s]н = 261 Н/мм2
Δ σн = 268-261 / 261 =0, 026 = 2, 6%
Проверим напряжениеизгиба зубьев шестерни и колеса
σF2=YF2Yβ (Ft / b2 m) KFα KFβKFυ ≤ [σ]F2, Н/мм², (52)
σF1= σF2 YF1 / YF2≤ [σ]F1, Н/мм², (53)
где m – модуль зацепления, мм;
b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм;
Ft – окружная сила в зацеплении, Н;
KFα – коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями.
KFα=1;
KFυ – коэффициент динамической нагрузки KFυ=1.04
YF1 и YF2– коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяется для косозубых взависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса
YF1 = 3, 7 YF2= 3, 63 KFβ = 1
zυ2= z2/cos³β (54)
zυ2=187
zυ1= z1/cos³β, (55)
zυ1= 41
где β – угол наклоназубьев;
[σ]F1 и [σ]F2 – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса,Н/мм².
Yβ – коэффициент, учитывающий наклонзуба
Yβ=1- β/140º (56)
Yβ=0.94
σF2=3, 63*0.94*2016/65*2*1*1*1.04=55 ,
σF1=55*3,7/3,63=56, 5.
Составляем табличныйответ проверочного расчёта
Таблица 6Параметр Допускаемые значения Расчетные значения Примечания Контактные напряжения σ, Н/мм² 261 268 Передача испытывает перегрузку 82, 6%. Допустимая перегрузка 5% Напряжение изгиба Н/мм²
[σ]F1 56, 5 294 Передача испытывает допустимую недогрузку
[σ]F2 55
2.4 Расчет открытойпередачи
Цель:
1. Выполнить проектный расчёт открытойпередачи
2. Выполнить проверочный расчёт открытойпередачи
Расчёт клиноремённойпередачи.
Проектный расчёт.
2.4.1 Выбрать сечениеремня. Сечение ремня выбрать в зависимости от номинальной мощности двигателя Рном= 3 кВт и его частоты вращения nном = 955 об/мин. Выбираем ременьнормального сечения «А».
2.4.2 Определяемминимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Тдв=30Н/м и выбранного сечения ремня «А»
d1min=112мм
2.4.3 Задаться расчётнымдиаметром ведущего шкива
d1=112 мм;
2.4.4 Определяем диаметрведомого шкива ,d2 мм;
d2= d1*u(1-έ),(57)
где, u-передаточное число ремённой передачи,u=3;
έ-коэффициент скольжения, έ=0, 01 ;
d2= 336*0, 99=333,
по стандартному рядувыбираем d2=315мм;
2.4.5 Определяемфактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение u∆,%, от заданного u, мм;
uф= d2/ d1(1- έ)(58)
uф= 333/112=3
∆u = uф-u/u*100/>3%(59)
∆u =(3-3)/3 *100 = 0 (отклонений нет)
2.4.6 Определяемориентировочное межосевое расстояние а, мм;
а≥0,55*(d1+d2)+h,
где, h-высота сечения клинового ремня, h=8 ;
а≥0,55*(112+315)+8=242,85
2.4.7 Определяемрасчётную длину ремня L, мм;
L =2а+π/2*(d1+d2)+( d2-d1)2/ 4а (60)
L =2*243+3,14/2*(427)+203/4*243=1198 мм;По стандартному ряду длина ремня выбирается 1250мм;
2.4.8 Уточняем значениемежосевого расстояния по стандартной длине;
а=⅛[2 L — π(d1+d2)+ √{(2l-π(d1+d2)2)-8*(d2-d1)2}](61)
а=⅛[2*1250-3.14*427+√{(2*1250-3.14*(427)2}-8*(203)2}]=270 мм
2.4.9 Определяем уголобхвата ремнём ведущего шкива α1, град;
α1=180˚-57˚*d2-d1/a; α/>1200(62)
α1=180˚-57˚*203/270=1370
2.4.10 Определяемскорость ремня υ, м/с;
Допустимая скорость дляузкоклинового ремня [υ]=40м/с;
[υ]≥ υ =π* d1*n1/60*103 ,(63)
где d1 и n1 диаметр ведущего шкива и его частота вращения
υ=3.14*112*355/60*103=5,6 м/с
[υ] ≥ υ
2.4.11 Определяем частотупробегов ремня U, с-1;[U]≥ U= υ/ L (64)
где [U] — допускаемая частота пробегов [U]=30 с-1; соотношение [U]≥ U условно выражает долговечность ремня и его соблюдениегарантирует срок службы 1000-5000 часов.
U=5, 6/1000=0,0056 с-1
2.4.12 Определяемдопускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнём, [Pn] кВт;
[Pn]= [P0] Cр*Сα*СL*Cz, (65)
где C-поправочные коэффициенты: Cр = 1, Сα = 0, 86, СL = 1, Cz = 0, 9;
[P0] – приведённая мощность, допускаемая одним клиновым ремнём,[P0]=1,05
Cр – для двухсменной работы минус 0, 1
[Pn]=1, 05*0,9*0,89*1*0, 9=0, 75
2.4.13 Определяемколичество клиновых ремней, Z;
Z=Рном/Рn, Z/>5 (66)
Z=3/1, 08=4
2.4.14 Определяем силупредварительного натяжения, Fo, Н;
Fo=850* Рном* СL / Z *υ* Cр* Сα (67)
Fo=850*3*1 / 4*5, 6*0,89*0,9=142 Н;
2.4.15 Определяемокружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней, Ft, Н;
Ft= Рном*103/ υ (68)
Ft=3*103/5, 6=535 Н;
2.4.16 Определяем силынатяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н:
F1=Fo+ Ft/2 Z (69)
F2=Fo — Ft/2 Z
F1=142+535/8=208 Н
F2=142-535/8=73, 2 Н
2.4.17 Определяем силудавления ремней на вал, Fon, Н;
Fon=2* Fo* Z*sin α1 /2 (70)
Fon =2*142*4*sin137/2=1056 Н;
Проверочный расчёт
2.4.18 Проверяемпрочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущейветви, σmax, Н/мм2;
σmax=σ1+σu+σv≤ [σ] (71)
σ1-напряжениерастяжения, Н/мм2
σ1 = Fo/А + Ft /2А Z. Выбираем А = 81 (по таблице) (72)
σu-напряжение изгиба, Н/мм2
σu = Еu h/d1, (73)
где Еu – модуль продольной упругости, Еu = 80 мм2
σv-напряжение от центробежных сил, Н/мм2;
σv = Р υ2 *10-6,(74)
где Р – плотность ремня,Р = 1300 кг/м3
[σ]-допустимоенапряжение растяжения ремня,
[σ] = 10 Н/мм2
σ1 =142/81 * 535/2*81*4 = 2, 4 Н/мм2
σu = 80 /8*112 = 5, 7 Н/мм2
σv = 1300*5, 6*10-6 = 0, 007Н/мм2
σmax=2, 4+5,7+0,007=8, 107 Н/мм2
σmax≤[σ]
Составим табличный ответ;
Таблица 7Параметр Значение Параметр Значение Тип ремня «А» Чистота пробегов ремня, U
0,0056 с-1 Сечение ремня нормальное
Диаметр ведущего шкива, d1 112 мм Количество ремней, Z 4
Диаметр ведомого шкива, d2 315 мм Межосевое расстояние 243 мм
Максимальное напряжение, σmax
8, 1 Н/мм2 Длина ремня, L 1250 мм
Предварительное натяжение, Fo 142 Н
Угол обхвата малого шкива, α1
1370
Сила давления ремня на вал,
Fon 1056 Н
2.5 Нагрузки валовредуктора
Цель:
1. Определить силы в зацепленииредукторной передачи
2. Определить консольные силы
3. Построить силовую схему нагружениявалов
Определим силы взацепление закрытых передач
Окружная сила
Ft1=Ft2, Ft2=2T2*10³/d² (75)
/>
Ft2=2*373,5*10³/370=2018 Н
Радиальная сила
Fr1=Fr2, Fr2=Ft2*tg α/cos β (76)
/>
Fr2=2018*tg 20/cos8=741, 7 Н
Осевая сила
Fа1=Fа2 Fа2=Ft2*tg β (77)
Fа2=2018*tg 8=284 Н
Определим консольные силы
для открытой передачиклиноремённого типа
Fоп=2Fo Z sin α1/2 (78)
Fоп=2*142 *4*sin 137/2=1057 H
Для муфты на тихоходномвалу
Fм 2=125*√T2 (79)
Fм2=125*√373, 5=2416 Н
Таблица 8Параметр Шестерня Колесо
Ft, Н
Fr, Н
Fа, Н
2018
741, 7
284
Fм, Н
Fоп, Н 2416 1057 Т, Н/м 86, 43 373, 5
ω, с-1 33 7, 4 /> /> /> />
2.6 Разработка чертежейобщего вида редуктора
Цель:
1. Выбрать материал валов
2. Выбрать допускаемые напряжения накручение
3. Выполнить проектный расчёт валов начистое кручение
4. Выбрать тип подшипников
5. Разработать чертёж общего видаредуктора
Выбор материала валов
Выбираем сталь 45 (σv = 780 Н/мм2; σт= 540 Н/мм2; σ-1 = 335 Н/мм2)
Выбор допускаемыхнапряжений на кручение
Допускаемые напряжения накручения [τk]:
Для быстроходного вала,[τk]=10 Н/мм²,
Для тихоходного, [τk]=15 Н/мм²,
Определим геометрическиепараметры ступеней быстроходного вала
d1= />, (80)
где Mk=Т – крутящий момент, равныйвращающему моменту для шестерни, Н*м
d1= />=35 мм
d2=d1+2t, (81)
где t = 2, 5 мм
d2=35+5=40мм
L2=1.5d2 (82)
L2=1.5*40=60 мм
d3=d2+3.2r, (83)
где r = 2, 5 мм
d3=40+3.2*2.5=48 мм
L3 определяется графически на эскизной компоновке (L3 = 84 мм)
d4=d2 (84)
d4=40 мм
L4=B+c, (85)
где B-ширина подшипника, мм
c- фаска, мм
L4=23+1, 6=24, 6 мм
Определим размеровтихоходного вала
d1= /> (86)
d1= /> = 50 мм
L1=(1, 0…1, 5)d1 — подполумуфту (87)
L1=1, 2*50=60 мм
d2=d1+2t (88)
d2=50+2*2, 8=55, 6 ммПринимаем 55 мм
L2=1.25d2 (89)
L2=1.25*55=68, 75 мм
d3=d2+3.2r (90)
d3=55+3.2*3=64, 6 мм
L3 определяется графически на эскизной компоновке (L3 = 71 мм)
d4=d2 (91)
d4=55 мм
L4=B+c (92)
где B-ширина подшипника, мм
c- фаска, мм
L4=29+2 = 31 мм
Диаметр ступицы
dст=100, 13 мм Длина ступицы
Lст=71, 06 мм = 71 мм
d5 = d3+ 3f (93) d5 = 64+3*2 = 70 мм
L5 = 10 мм
Втулка: ширина 40 мм;внутренний диаметр 66 мм; наружный диаметр 76 мм
Выбор подшипников качения
Предварительный выбор длятихоходного и быстроходного валов.
Выбираем подшипникрадиальный средней серии для быстроходного вала 308; для тихоходного вала – 311
Таблица 9Подшипник d, мм D, мм B, мм r, мм
Cr, кН
Cor, кН 308 40 90 23 2, 5 41 22, 4 311 65 120 29 3 77, 5 41, 5
x =/> = /> = 10 мм (94)
y = 4x = 40 мм (95)
f = D/2 +x =90/2 +10 = 55 мм (96)
l = L-B = lT= LT-B = 149-29 = 120 мм (97)
lб = Lб-В = 137-23 = 114 мм (98)
lоп = l1б / 2 + f2 – В/2 = 21+60-11, 5 = 69, 5 мм (99)
2.7 Расчетная схема валовредуктора
Цель:
1. Определить радиальные реакции вопорах подшипников быстроходного и тихоходного валов
2. Построить эпюры изгибающих и крутящихмоментов
3. Определить суммарные изгибающиемоменты
4. Построить схему нагруженияподшипников
Определим реакции вопорах
/>
Построим эпюру изгибающихи крутящих моментов быстроходного вала
1. Вертикальная плоскость.
Определяем опорные реакции
Ft1=2018 H
Fa1=284 H
Fr1=741, 74 H
Fon=1057 H
d1=0, 081 м
Lоп=0, 0695 м
lб=0, 144 м
SМ1=0;
Fr1* lб/2+ Fa1 d1/2-Rby lб+Fon *( Lоп+ lб) =0
Rby = [ Fr1*lб/2 + Fa1 d1/2 + +Fon*( Lоп+ lб)] / lб =
(741, 7 — 0, 072+284*0,0405+1057*0, 2135) /0, 144 = 2017, 87 Н
SМ3 = 0
Fon* Lоп — Fr1*lб/2 + Fa1d1/2 – Rаy = 0
Ray=(Fon* Lоп — Fr1*lб/2 + Fa1 d1/2)/ lб
Ray= (1057*0, 0695 – 741, 7*(0, 144/2)+284* (0, 081/2)) / 0, 144 = 219, 17 Н
Проверка
Ray — Fr1 + Rby — Fon = 0
-219, 17 – 741, 7 +2017,87 – 1057 = 0
Строим эпюру изгибающихмоментов относительно оси Х
М1 = -Rax*х; 0/>
М1н= -Rax*0 = 0
М1к= -Rax*0, 072 = -219, 17*0, 072 = -15, 78Нм
М2 = -Rax*х — Fr1 (х – 0, 072) + Fa1 d1/2; 0,072 /> 0,144
М2н= -Rax*0,072- Fr1*0+ Fa1d1/2 = -15, 78+284*0, 0405 = -4, 28 Нм
М2к =-Rax*0, 144- Fr1*0,072+ Fa1d1/2 = -219,17*0, 144 – 741, 7*0, 072+284*0, 0405= =-73, 46 Нм
М3 = -Rax*х — Fr1 (х – 0, 072) + Fa1 d1/2 + Rby(х – 0, 144); 0,144/>0, 2135
М3н= -Rax*0,144- Fr1*0, 072+ Fa1d1/2 + Rby*0 = -73, 46 Нм
М3к= -Rax*0, 2135- Fr1*0, 1415+ Fa1*0,0405+ Rby*0,0695 = -219, 17*0, 2135 – -741,7*0,1415+284*0, 0405+ 2017, 87*0,0695 = 0
Горизонтальная плоскость
Определим опорные реакции
SМ1=0;
— Ft1*0, 072+Rbх*0,144= 0
Rbх = (Ft1*0,072) / 0,144 = 1009 Н
SМ3 = 0
-Rax*0,144+ Ft1*0,072 = 0
Rax = (Ft1*0, 072) / 0,144 = 1009 Н
Проверка
Sу = 0
Rax — Ft1+Rbх=1009 –2018+ 1009 = 0
Строим эпюру изгибающихмоментов относительно оси Y
M1= -Rax*х; 0/>
М1н= -Rax*0 = 0
М1к= -1009*0,072 = -72, 65 Нм
М2 = -Rax*х+ Ft1(х – 0, 072); 0,072 /> 0,144
М2н= -Rax*0,072+ Ft1(0) = -72, 65 Нм
М2к =-Rax*0, 144+ Ft1(0, 144-0, 072) = -1009*0, 144+2018*0,072 = 0
Строим эпюру крутящихмоментов
Мк = Мz = Ft1 d1/ 2 = 2018*0, 081/2 = 81, 73 Нм
Определяем суммарныереакции в подшипниках
Ra=ÖR2ау+R2ах;
Ra=Ö219, 172+10092=1032,53 Н
Rb=ÖR2bx+R2by.
Rb=Ö10092+2017, 872=2256,08 Н
Определяем суммарныйизгибающий момент в наиболее нагруженном сечении, Н*м:
М2=ÖМ2×2 +М2z2.
М2=Ö(15, 782)+(72, 65)2=74,34 Н
М3 = />32 = />2 = 73, 46 Нм
Построим эпюру изгибающихи крутящих моментов на тихоходном валу
1. Вертикальная плоскость
Определяем опорные реакции
Ft2=2018H SМ2 = 0
Fa2=284H Fr2* lT / 2- RDy* lT + Fa2d2/2 = 0
Fr2=741,7 H RDy = (Fa2 d2/2 + Fr2* lT/ 2) / 2 =
d2=0, 37м = [284* (0, 37/2) +741, 7* (0, 150/2)] / 0,150 =
Fm=2416 Н = 721, 1 Н
lT = 0, 150 м
lм = 0, 086 м
/>
SМ4 = 0
— Fr2*lT / 2+Rсу* lT+
+ Fa2d2/2 = 0
Rсу = (Fr2* lT / 2- Fa2 d2/2)/ / lT = (741, 7*0, 075-284*0, 185)/ 0, 150 =
= 20, 6 Н
Проверка.
Sу = 0
Rсу — Fr2 + RDy = 0
20, 6 – 741, 7+721, 10 =0
Строим эпюру изгибающихмоментов относительно оси X
М1 = -RDy*х;
0/>0, 075
М1н= -RDy*0 = 0
М1к=-RDy*0, 075 = -721, 1*0, 075 = -54, 08 Нм
М2 = -RDy*х+ Fr2*(х-0, 075)+ Fa2d2/2; 0, 075/>0, 150
М2н= -RDy*0, 075+ Fr2*0+ Fa2 (0, 37*2) = -54, 08+0+284* (0, 37*2) = -1, 54 Нм
М2к= -RDy*0, 150+ Fr2* 0, 075+ Fa2 (0, 37*2) = -108, 17+55, 63+52,54 = 0
2. Горизонтальнаяплоскость
Определяем опорныереакции
SМ2 = 0
— Fm*lм — Ft2* lT/ 2 + RDх* lT = 0
RDх = (Ft2* lT / 2+ Fm* lм) / lT = (2018– 0, 075+2416* 0, 236) / 0, 150 = 2394, 2 Н
SМ4 = 0
Ft2*lT / 2 + Rсх*lT — Fm* (lм + lT) = 0
Rсх = (-Ft2* lT /2+ Fm* (lм + lT)) / lT= (-2018*0, 075+2416*0, 236) /0, 150 = =2792,2Н
Проверка
Sх=0
Fm — Rсх — Ft2+ RDх =2416-2792, 2 – 2018+2394, 2 = 0
Строим эпюру изгибающихмоментов относительно оси У
М1 = RDх*х; 0/>0, 075
М1н= RDх*0 = 0
М1к= RDх* 0, 075 = 2394, 2*0, 075 = 179, 57 Нм
М2 = RDх*х — Ft2(х- 0, 075); 0, 075/>0, 150
М2н= RDх *0, 075 — Ft2*0= 179, 57 Нм
М2к= RDх*0, 150 — Ft2*0, 075 = 2394, 2*0, 150 – 741, 7*0, 075 = 303, 5 Нм
М3 = RDх*х — Ft2(х- 0, 075) — Rсх (х-0, 150); 0, 150/> 0, 236
М3н= RDх* 0, 150 — Ft2*0, 075 – 0 = 303, 5 Нм
М3к= RDх* 0, 236- Ft2*0, 161 — Rсх* 0, 086 = 2394, 2*0, 236 – 2018*0,161 – 2792, 2*0, 086 = 0
Строим эпюру крутящихмоментов
Мк = Мz = Ft2 d2/ 2 = 2018*0, 37 /2 = 373, 33 Нм
Определяем суммарныерадиальные реакции
Rс = /> = />= 2792, 28 Н
RD = />=/> = 2500, 44 Нм
Определяем суммарныеизгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях
М3 =ÖМ2×3+М2y3 = Ö54, 022+179, 572=187, 52 Нм
М2=Му2= 303, 5 Нм
2.8 Проверочный расчетподшипников
Цель:
1. Определитьэквивалентную динамическую нагрузку подшипников
2. Проверитьподшипники по динамической грузоподъёмности
3. Определитьрасчётную долговечность подшипников
Базовая динамическаягрузоподъёмность подшипника Ср представляет собой постояннуюрадиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовойдолговечности L10h, составляющую 106 оборотов внутреннегокольца.
2.9 Расчётнаядинамическая грузоподъёмность
Crp = RE/>60*n*( Lh/ a1 a23 *106), (100)
где RE – эквивалентная динамическая нагрузка, Н
Lh – требуемая долговечность подшипникаLh = 20*103
RE = VRrKбKт при Ra/VRr £ e, (101)
RE =(ХRr V+ VRa) KбКт при Ra/VRr/> e (102)
где m – показатель степени, для шариковыхподшипников m = 3;
a1 – коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников,a1 = 1;
a23 – коэффициент, учитывающий влияниекачества подшипника и качества его эксплуатации, для шариковых подшипников a23 =0, 7… 0,8; n – частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующеговала, об/мин. (см.табл.3).
Пример№1.
Проверить пригодностьподшипника 311 тихоходного вала цилиндрического косозубого редуктора,работающего с легкими толчками. Частота вращения внутреннего кольца n= 70, 7 об/мин. Осевая сила взацеплении Fа = 284 Н. Реакции в подшипниках R1 = 2792, 28 Н; R2 =2500, 44 Н. Характеристики подшипников: Cr = 71500 H, Cor =41500 H, X=0, 56, V=1, Kб = 1,2, KT = 1, a1 = 1, a23 = 0,7, Lh = 20000. Подшипники устанавливаютсявраспор
a) Определить отношениеRa/VRr = 284 / 1*2792, 28 = 0, 101. Fа = Rа
b) Определитьотношение Ra/ Cor = 284/41500 = 0, 006
c) Далее находим e = 0, 19 Y=2, 30
d) По соотношению Ra/VRr £ e выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическуюнагрузку наиболее нагруженного подшипника
RE = VRrKбKт = 1*2792, 28*1,2*1 = 3350, 74 Н
e) Определяемдинамическую грузоподъёмность
Crp= RE />60*n*( Lh/a1 a23 *106) = 3350, 74/>60*70, 7* 20000/ 1*0,7*106 = 16573 Н /> Cr
Подшипник пригоден.
f) Определяемдолговечность подшипника.
L10h = а1а23 106/60n (Cr / RE)3 = 1*0, 7*106/ 60*70, 7* (71500/3350, 74)3 = 1603331/> Lh
Пример№2
Проверить пригодностьподшипника 308 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубогоредуктора, работающего с легкими толчками. Частота вращения внутреннего кольца n= 318 об/мин. Осевая сила взацеплении Fа = 284 Н. Реакции в подшипниках R1 = 1032, 53 Н; R2 =2256, 08 Н. Характеристики подшипников: Cr = 41000 H, Cor =22400 H, X=0, 56, V=1, Kб = 1,2, KT = 1, a1 = 1, a23 = 0,7, Lh = 20000.
a) Определитьотношение Ra/VRr = 284 / 1*2256, 08 = 0, 12. Fа = Rа
b) Определитьотношение Ra/ Cor = 284/22400 = 0, 01
c) Далее находим e = 0, 19 Y=2, 30
d) По соотношению Ra/VRr £ e выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическуюнагрузку наиболее нагруженного подшипника
RE = VRrKбKт = 1*2256, 08*1,2*1 = 2707, 29 Н
e) Определяемдинамическую грузоподъёмность
Crp= RE />60*n*( Lh/a1 a23 *106) = 2707, 29/>60*318* 20000/ 1*0,7*106 = 22115 Н /> Cr
Подшипник пригоден.
g) Определяемдолговечность подшипника.
L10h = а1а23 106/60n (Cr / RE)3 = 1*0, 7*106/ 60*70, 7* (41000/2707, 89)3 = 127428/> Lh
Таблица 10. Основныеразмеры и эксплуатационные характеристики подшипниковВал Подшипник
Размеры
d*D*B Дин.грузоп. Долговечность
Принят
предварительно
Принят
окончательно
Cгр,
Н
Cr,
Н
L10h,
ч
Lh,
ч Б 308 308 40*90*23 22115 41000 127428 20000 Т 311 311 55*120*29 16573 71500 1603331 20000
Выбор муфт
Основной характеристикойдля выбора муфт является номинальный вращающий момент Т, Нм, установленныйстандартом.
Тр = КрТ2/> Т, (103)
где Тр –расчётный момент
Т2 – момент натихоходном валу, Т2 = 373, 5 Нм
Т – номинальный момент
Кр –коэффициент режима нагрузки, Кр = 2
Тр =2*373, 5 =743 Нм
Т = 800 Нм
Тр/>Т
Выбираем муфту сторообразной оболочкой, где Т = 800 Нм. Угловая скорость ω, с-1 не более 170 с-1.Материал полумуфт – сталь ст3 (ГОСТ 380-88); материал упругой оболочки – резинас пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм2
2.10 Смазывание смазывающего устройства
a) Смазывание зубчатых зацеплений иподшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения,уменьшение износа, отводов тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей,снижения шума и вибрации.
a) Способ смазывания зубчатогозацепления:
Для смазывания редукторовобщего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картернымнепроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передачпри окружных скоростях от 0,3 до 12, 5 м/с
b) Выбор сорта масла:
При расчётном контактномнапряжении в зубьях σн=268 Н/мм2 и фактической окружной скорости колёс /> = 1, 36 м/с выбираем маслоИ-Г-А-68,
где И – маслоиндустриальное
Г – для гидравлическихсистем
А – масло без присадок
68 – класс кинематическойвязкости
Кинематическая вязкостьпри 400С, мм2/с (сСт) = 61…75
c) Определение количества масла:
Для одноступенчатогоредуктора при смазывании окунанием объём масляной ванны определяем из расчёта0, 4…0, 8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Отсюда следует, что дляредуктора мощностью Р=2, 75 кВт объём масла равен от 1, 1 до 2, 2 л. Длякрупного редуктора примем 1, 1 л
d) Определение уровня масла:
В цилиндрическомредукторе при окунании в масляную ванну колеса m/>0,25d2, (104)
где m – модуль зацепления
hm = (0, 1…0, 5) d1 при этом hmin = 2, 2 m (105)
hm = 0, 5*81 = 40, 5 мм
2/> 92, 5
Для данного редукторауровень масла составляет y+hm = 40 мм+40, 5 мм = 80, 5 мм
e) Контроль уровня масла
Уровень масла,находящегося в корпусе редуктора контролируем с помощью жезлового указателя,установленным в крышке редуктора
f) Слив масла
При работе передач маслопостепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением временионо стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпусредуктора, периодически меняют. Для этих целей установлено сливное отверстие спробкой и цилиндрической резьбой.
g) Отдушины
При длительной работесвязи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, чтоприводит к просачиванию масла через уплотнения и стенки. Чтобы избежать этого,внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой. Для этого устанавливаемручку-отдушину.
2.11 Смазываниеподшипников
В данном редукторе яприменил смазывание пластичными материалами, т.к. окружная скорость /> />2м/с. Полость подшипника, смазываемая пластичными материалами, закрыта свнутренней стороны подшипникого узла резиновым манжетом. Для подшипниковпринимаем пластичную смазку типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79), консталинжировой УТ – 1 (ГОСТ 1957-73).
2.12 Проверочный расчёт шпонок
Призматические шпонки,применяемые в проектированном редукторе, проверяют на смятие. Проверке подлежатдве шпонки тихоходного вала – под колесом и полумуфтой, и одна шпонка набыстроходном валу под элементом открытой передачи.
Условие прочности шпонок.
σсм = Ft/Acм ,(106)
где Ft – окружная сила на тихоходном валу
Acм = (0, 94h – t1)lp – площадь смятия. Здесь lp = l – b – рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами (l –полная длина шпонки, определённаяпо конструктивной компоновки), b, h, t1 – стандартные размеры.
[σсм] –допустимое напряжение на смятие
[σсм] =110/2 = 55 Н/мм2 – для чугунной ступицы
Условие прочности шпонокна тихоходном валу.
Под колесо выбираемшпонку длиной l = 56 мм, сечением шпонки b = 20 мм, h = 12 мм. Глубина паза ступицы t2 = 4, 9 мм lp =56-20 = 36 мм
Acм =(0, 94*12 – 4, 9)*36 = 229, 68
σсм=2018/229, 68 = 8, 78 Н/мм2
σсм/> [σсм]
Под полумуфту выбираемшпонку длиной l =36 мм, сечением b =14 мм, h = 9мм. Глубина паза ступицы t1 = 5, 5 мм lp =36 — 9 = 27 мм
[σсм] =110 – 20% = 88 Н/мм2
Acм = (0, 94*9 – 5, 5)*27 = 79, 92
σсм=2018/79, 92 = 25, 25 Н/мм2
σсм/> [σсм]
Условие прочности шпонкина быстроходном валу.
Под элемент открытойпередачи (шкив) выбираем шпонку длиной l =22 мм, сечением b =10 мм, h = 8мм. Глубинапаза ступицы t1 = 5 мм lp =22-10 = 12 мм
Acм = (0, 94*8 – 5)*12 = 30, 24
σсм =2018/ 30, 24 = 66, 74 Н/мм2
σсм/> [σсм]
[σсм] =88Н/мм2
2.13 Проверочный расчёт стяжных винтов подшипниковыхузлов
Проверить прочностьстяжных винтов подшипниковых узлов тихоходного вала цилиндрического редуктора.
Максимальная реакция ввертикальной плоскости опоры подшипника Rс = 2792, 28 Н. Диаметр винта d2 = 12 мм, шаг резьбы Р = 1, 75 мм. Класс прочности 5.6 изстали 30
Определяем силу,приходящуюся на один винт
FB = Rс/2 (107)
FB =2792, 28/2 = 1396, 14 Н
Принимаем Кз =1,5 (постоянная нагрузка), Х=0, 45 (для металлических деталей с упругими прокладками)
Определяем механическиехарактеристики материала винтов:
предел прочности σв = 500 Н/мм2
предел текучести σт= 300 Н/мм2
допустимое напряжение[σ] = 0, 25 σт =0, 25*300 = 75 Н/мм2
Определяем расчётную силузатяжки винтов:
Fр = [Кз(1-x)+x] FB = [1, 5(1-0, 45)+0, 45]*1396, 14 =1780, 08 Н
Определяем площадьопасного сечения винта
А = />dР2/ 4 = />( d2 – 0, 94 Р)2 / 4, (108)
где dР ~ d2 – 0, 94 Р – расчётный диаметр винта
d2 – наружный диаметр винта, d2 = 12 мм
Р – шаг резьбы, Р = 1, 75мм
А = 3, 14(12 – 0, 94*1,75)2 / 4 = 84, 2 мм2
Определяем эквивалентныенапряжения
σэкв = 1,3 Fр / А (109)
σэкв = 1,3 *1780, 08 / 84, 2 =27, 48 Н/мм2/> [σ]
27, 48 /> 75
Проверить прочностьстяжных винтов подшипниковых узлов быстроходного вала цилиндрическогоредуктора.
Rу – большая из реакций в вертикальной плоскости вопорах подшипников быстроходного вала, Rу = 2256, 08 Н. Диаметр винта d2 = 12 мм, шаг резьбы Р = 1, 75 мм. Класс прочности 5.6 изстали 30.
Определяем силу,приходящуюся на один винт
Fв = Rу / 2 (110)
Fв = 2256, 08 / 2 = 1128, 04Н
Принимаем Кз=1, 5 (постоянная нагрузка), Х=0, 45 (для металлических деталей с упругимипрокладками).
Определяем механическиехарактеристики материала винтов:
предел прочности σв = 500 Н/мм2
предел текучести σт= 300 Н/мм2
допустимое напряжение[σ] = 0, 25 σт =0, 25*300 = 75 Н/мм2
Определяем расчётную силузатяжки винтов:
Fр = [Кз(1-x)+x] FB = [1, 5(1-0, 45)+0, 45]*1128, 04 =1438, 25 Н
Определяем площадьопасного сечения винта
А = />dР2/ 4 = />( d2 – 0, 94 Р)2 / 4,
А = 3, 14(12 – 0, 94*1,75)2 / 4 = 84, 2 мм2
Определяем эквивалентныенапряжения
σэкв = 1,3 Fр / А
σэкв = 1,3 *1438, 25 / 84, 2 =22, 25 Н/мм2/> [σ]
27, 48 /> 75
2.14 Проверочный расчёт валов
Для тихоходного вала:
Определяем напряжения вопасных сечениях вала по нормальным напряжениям.
σа =σи = М*103 / Wнетто, (111)
где М – суммарныйизгибающий момент в сечении под колесом, М3 = 187, 52 Нм, тихоход. 2и 3 ступенью М2 = 303 Нм
Wнетто – осевой момент сопротивления сечениявала
Под буртик Wнетто = 0, 1d3 = 0, 1 *553 = 16637, 5 мм3
Под колесом Wнетто =0, 1а3 – bt1(d – t1)/2a =16637, 5 – 12*7, 5(55 – 7, 3)2/110 = 14791, 5 мм3
σа =σи = 187, 52*103/14791, 5 = 12, 68 Н/мм2– под колесом
σа =σи =303*103 / 16637, 58 = 18, 21 Н/мм2 –под буртик
Определяем коэффициентконцентрации нормальных напряжений для расчётного сечения вала под буртик и подколесо.
(КБ)D = (KБ/Kd + KF – 1) 1/ Ky,(112)
где КБ – эффективный коэффициентконцентрации напряжений, КБ = 1, 8 – для ступенчатого перехода
КБ =2, 15 –для шпоночного паза
KF –коэффициент влияния шероховатости.Для ступени под колесо выполняют обточку KF = 1, 5. Для ступени под буртикшлифования KF = 1,0
Kd – коэффициент влияния абсолютныхразмеров поперечного сечения, Kd = 0, 70 – под буртик. Kd = 0, 67 – под колесом
Ky – коэффициент влияния поверхностногоупрочнения, Ky = 1, 5
(КБ)D = (1, 8/0,7 + 1-1) 1/1, 5 = 1, 71 –под буртик
(КБ)D = (2, 15/0, 67 +1, 5 – 1)1/1, 5 = 2,47 – под шпоночный паз
Определим пределывыносливости в расчётном сечении под буртиком вала и под колесом.
(σ-1)D = σ-1 / (КБ)D, (113)
где σ-1 – пределвыносливости, σ-1 = 410 Н/мм2
(σ-1)D =410 /1, 71 = 239, 76 Н/мм2– под буртик вала
(σ-1)D =410 /2, 47 = 165, 99 Н/мм2– под колесом
Определим коэффициентзапаса прочности:
Sσ =(σ-1)D / σа (114)
Sσ =239, 76 / 18, 22 = 13, 16 – подбуртик
Sσ =165, 99 / 12, 68 = 13, 09 – подколесом
Определим напряжения покасательным:
/>а = Мк*103 / 2 W Рнетто (115)
W Рнетто = 0, 2 d3 = 0,*553 = 33275 мм3
М3 = 187, 52Нм
М2 = 303 Нм
/>а =187, 52*103 / 33275 = 2, 82 Н/мм2– под колесом
/>а =303*103 / 2*33275 = 4, 55 Н/мм2– под буртиком
Определим коэффициентконцентрации касательных напряжений для сечения вала.
(К/>)D = (К/> / КD+ KF – 1) 1/ Ky (116)
К/> = 1, 55 – под буртик
К/> = 2, 0 – под колесо
KF = 1, 5 – под колесо
KF = 1, 0 – под буртик
КD = 0, 70 – под буртик
КD = 0, 67 – под колесо
Ky = 1, 5
(К/>)D = (1, 55/0, 70 +1-1)1/1, 5 = 1, 47 – под буртик
(К/>)D = (2, 0/0, 67 +1, 5 – 1)1/1, 5 = 2, 32 – под колесо
Определим пределывыносливости:
(/>-1)D = />-1 / (К/>)D,(117)
где />-1 = 0, 58*410 =237, 8
(/>-1)D =237, 8/ 1, 47 = 161, 76 Н/мм2 – под буртик
(/>-1)D =237, 8/2, 32 = 102, 5 Н/мм2 – под колесо
Определим коэффициентзапаса прочности по касательным напряжениям:
S/> =(/>-1)D / />а = 161, 76/4, 55 = 35, 55 – под буртик
S/> =102, 5/2, 82 = 36, 34 – под колесом
Определим общийкоэффициент запаса прочности в опасном сечении:
S = Sσ S/> / /> Sσ2 + S/>2/>[S] (118)
где [S] = 1, 4
S=13, 16*35, 55/Ö 13, 162*35, 552=12,34>1, 4 – под буртик
S= 13, 09*36, 34 / Ö13, 092 +36, 342= 12, 31>1, 4 – под колесом
Для быстроходного вала
Определим напряжения вопасных сечениях вала по нормальным напряжениям:
σа =σи = М*103 / Wнетто,
где Wнетто = 0, 1d3 = 0, 1 *403 = 6400 мм3 – осевой момент сопротивлениясечения вала
Под буртик
Wнетто = 0, 1d3 = 0, 1 *553 = 16637, 5 мм3
Под шестерню
Wнетто =/> d3 f1 / 32 = 3, 14*763 /32 =43074, 52 мм3
σа =σи = 74, 34*103/6400 = 11, 61 Н/мм2 – подбуртик
σа =σи =73, 46*103 / 43074, 52= 1, 71 Н/мм2 –под шестерню
Определим напряжения покасательным:
/>а = Мк*103 / 2 W Рнетто
W Рнетто = 0, 2 d3 = 0,*403 = 12800 мм3 – под буртик
W Рнетто =/> d3 f1 / 16 = 3, 14*763 /16 =81149, 04 мм3 – под шестерню
/>а =81, 73*103 / 2*12800 = 3, 19 Н/мм2– под буртиком
/>а =81730 / 2*81149, 04 = 0,51 Н/мм2 – подколесом
Определим коэффициентконцентрации и нормальных касательных напряжений для сечения вала.
(К/>)D = (К/> / КD+ KF – 1) 1/ Ky – по нормальным
где К/>= 1, 8 – под буртик
К/> = 1, 7 – под колесо
KF = 1, 5 – под колесо
KF = 1, 0 – под буртик
КD = 0, 73 – под буртик
КD = 0, 67 – под колесо
Ky = 1, 4 – для всех участков
(К/>)D = (1, 8/0, 73 +1, 5-1)1/1, 4 = 2, 12– под буртик
(К/>)D = (1, 7/0, 67 +1 – 1)1/1, 4 = 1, 81– под колесо
(К/>)D = (К/> / КD+ KF – 1) 1/ Ky, – по касательным
где К/> = 1, 45 – под буртик
К/> = 1, 55 – под шестерню
КD = 0, 73 – под буртик
КD = 0, 67 – под колесо
KF = 1, 5 – под буртик
KF = 1, 0 – под шестерню
Ky = 1, 4 – для всех сечений
(К/>)D =(1, 45/0, 73 +1, 5-1)1/1, 4 = 1, 78– под буртик
(К/>)D =(1, 55/0, 67 +1 – 1)1/1, 4 = 1, 65– под колесо
Определим пределывыносливости:
(σ-1)D = σ-1 / (КБ)D- по нормальным
(σ-1)D =410 /2, 12 = 193, 39 Н/мм2– под буртик вала
(σ-1)D =410 /1, 81 = 226, 52 Н/мм2– под колесом
(/>-1)D = />-1 / (К/>)D– по касательным
где />-1 = 0, 58*410 =237, 8 Н/мм2
(/>-1)D =237, 8/ 1, 78 = 133, 59 Н/мм2 – под буртик
(/>-1)D =237, 8/1, 65 = 144, 12 Н/мм2 – под колесо
Определим коэффициентзапаса прочности:
Sσ =(σ-1)D / σа – по нормальнымнапряжениям
Sσ =193, 39 / 11, 61 = 16, 66 – подбуртик
Sσ =226, 52 / 1, 71 = 132, 46 – подколесом
S/> =(/>-1)D / />а – по касательным
S/> = 133, 59/3, 19 = 41, 87 – подбуртик
S/> =144, 12/0, 51 = 282, 59 – подколесом
Определим общийкоэффициент запаса прочности в опасном сечении:
S = Sσ S/> / /> Sσ2 + S/>2/>[S]
где [S] = 2, 1
S=16, 66*41, 87/Ö 16, 662+ 41,872=15, 48>1, 4 – под буртик
S= 132, 46*282, 59 / Ö132, 462 +282, 592= 119, 93>1, 4 – под колесом
Таблица 11Детали
Напряжения, Н/мм2 Валы (опасные сечения Коэффициент запаса прочности /> Расчётное, σ Допускаемое, [σ] Расчётный, S допускаемый, [S] /> Шпонки Быстр.вал 66, 74 88 Быстроходный 15, 48 2, 1 /> 119, 93 /> Тихоход. вал 8, 78 55 Тихоходный 12, 34 1, 4 /> 25, 25 /> 12, 31 /> Стяжные винты 27, 48 75
2.15 Расчёт технического уровня редуктора
Определение массыредуктора
m =jrV*10-9 (119)
где j-коэффициент заполнения, которыйзависит от межосевого расстояния аw, j=0. 38
r-плотностьчугуна r=7.4*103,кг/м3
V – условный объем редуктора
V=L*B*H (120)
где L-длина редуктора, L = 470 мм
B- ширина редуктора, B = 390 мм
H- высота редуктора, H = 120 мм
V=470*390*120=21196*103 мм3
m=0. 38*7.4*103 *21996000*10-9=61,85 кг
Определение критериятехнического уровня редуктора
Критерий техническогоуровня определяется по формуле
g=m/T2 ,
где T2 — вращающий момент на тихоходном валу T2 = 373, 5 Нм
g=61, 85*373, 5 = 0, 17
Данный редуктор покачественной оценке технического уровня оценивается как: средний; в большинствеслучаев производства экономически неоправданно.
Таблица 12Тип редуктора Масса m, кг
Момент Т2, Н*м Критерий g Вывод
Цилиндрический одноступенчатый с вертикальными валами
61, 85 373, 54 0.17 Средний, в большинстве случаев производства экономически неоправданно
Список используемойлитературы
1 А.Е. Шейнблин: «Курсовоепроектирование деталей машин». Калининград «Янтарный сказ» 1999.
2 С.А. Чернавский: «Курсовоепроектирование деталей машин». Москва «Машиностроение» 1988.