регистрация / вход

Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников качения быстроходного вала. Проверочный расчет шпонок. Конструирование корпуса и крышки редуктора. Выбор материала червячного колеса. Конструирование корпуса и крышки редуктора.

Содержание курсового проекта

1. Введение

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала червячного колеса

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

3.3 Проектный расчёт червячной передачи

3.4 Проверочный расчёт червячной передачи

3.5 Расчет червячной передачи на нагрев

4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

5. Конструирование корпуса и крышки редуктора

6. Проверочный расчет шпонок

6.1 Быстроходный вал

6.2 Тихоходный вал

7. Проверочный расчет быстроходного вала;

8. Подбор подшипников качения быстроходного вала;

9. Подбор и расчет муфты;

10. Выбор смазочных материалов;

11. Список использованной литературы.


1. Введение

В данном курсовом проекте спроектирован одноступенчатый червячный редуктор привода междуэтажного подъемника.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора – уменьшение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указанию конкретного назначения. Редуктор классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтально, вертикально); особенностям кинематической схемы (развернутая, соостная и т.д.).

Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже – сварными стальными.

При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого червячного редуктора по ГОСТ 2185-66 u max = 80. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением u . Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь u ≤ 63.

Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т.д.).

В одноступенчатом червячном редукторе используется червячная передача, состоящая из червяка и червячного колеса. Червячное колесо устанавливается на тихоходном валу, а вал-червяк является быстроходным валом. В качестве опор валов используются как правило, подшипники качения. Установка передачи в отдельном корпусе гарантирует точность сборки, лучшую смазку, более высокий КПД, меньший износ, а так же защиту от попадания в нее пыли и грязи.

Сборку редуктора производят в следующем порядке:

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом (или чертежом общего вида).

Начинают сборку с того, что на быстроходный вал одевают маслоотражательные кольца и подшипники качения, предварительно нагрев их в масле до 80…100С.

Собранный быстроходный вал-червяк укладывают в основании корпуса. В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники качения. Вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку редуктора, для центровки ее устанавливают с помощью двух конических штифтов и затягивают болты. Сопрягаемые поверхности корпуса и крышки редуктора предварительно смазывают спиртовым лаком.

Далее в сквозные крышки подшипников вставляют манжеты. Глухие и сквозные привёртные крышки подшипников вместе с набором прокладок устанавливают на торцах корпуса при помощи болтов.

Перед началом работы в редуктор заливают масло выше уровня нормы на 5…15 мм.

Перед эксплуатацией редуктор должен быть обкатан по условиям завода-изготовителя.

Разборку редуктора производят так же, как и сборку, но в обратной оследовательности.


2. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода

2 .1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Определяем требуемую мощность рабочей машины:

Р рм = Fv ,

где F – тяговое усилие цепи, кН;

v – линейная скорость грузовой цепи, м/с.

Р рм = 4×0,5 = 2,0 кВт.

Определим общий КПД привода

h = hзп hоп hм h2 пк hпс ,

где hзп – КПД закрытой передачи; hоп – КПД открытой передачи; hм – КПД муфты; hпк – КПД одной пары подшипников качения; hпс – КПД одной пары подшипников скольжения (на приводном валу рабочей машины).

h = 0,8×0,92×0,98×0,992 ×0,985 = 0,696.

Определяем требуемую мощность двигателя:

Р дв.треб = Р рм /h = 2,0/0,696 = 2,87 кВт.

По [1, таблица К9] выбираем двигатель 4АМ100S4У3 с номинальной мощностью Р ном =3кВт и номинальной частотой вращения n ном = 1435 об/мин.


2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины:

n рм = 60×1000v /(D ),

где v – линейная скорость грузовой цепи, м/с;

D – диаметр звездочки, мм.

n рм = 60×1000×0,5/(330×3,14) = 29,0 об/мин.

Определяем передаточное число привода:

u = n ном /n рм = 1435/29,0 = 49,56.

Определим передаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора u зп = 20:

u оп = u /u зп = 49,56/20 = 2,48.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

В соответствии с заданной последовательностью соединения элементов привода по кинематической смене используем следующие формулы для вычисления мощности, частоты вращения, угловой скорости и вращающих моментов на валах привода:

Вал двигателя:

n дв = n ном = 1435 об/мин;

wдв = pn дв /30 = 3,14×1435/30 = 150,2 рад/с;

P дв = 2,87 кВт;

Т дв = Р дв /wдв = 2,87×1000/150,2 = 19,1 Н×м.

Быстроходный вал:

n 1 = n дв = 1435 об/мин;

w1 = wдв = 150,2 рад/с;

Р 1 = Р дв hм hпк = 2,87×0,98×0,99 = 2,79 кВт;

Т 1 = Т дв hм hпк = 19,1×0,98×0,99 = 18,6 Н×м.

Тихоходный вал:

n 2 = n 1 /u зп = 1435/20 = 71,75 об/мин;

w2 = w1 /u зп = 150,2/20 = 7,51 рад/с;

Р 2 = Р 1 hзп hпк = 2,79×0,8×0,99 = 2,21 кВт;

Т 2 = Т 1 u зп hзп hпк = 18,6×20×0,8×0,99 = 294 Н×м.

Вал приводной рабочей машины:

n рм = n 2 /u оп = 71,75/2,48 = 28,95 об/мин;

wрм = w2 /u оп = 7,51/2,48 = 3,03 рад/с;

Р рм = Р 2 hоп hпс = 2,21×0,92×0,985 = 2,0 кВт;

Т рм = Т 2 u оп hоп hпс = 294×2,48×0,92×0,985 = 660 Н×м.

Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода


3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала червячного колеса

Определим скорость скольжения:

4,3×7,51×20×(294)1/3 /1000 = 4,29 м/с.

По [1, таблица 3.5] выбираем из группы I материал БрО10Ф1, полученный способом литья в кокиль, sв = 275 Н/мм2 , sт = 200 Н/мм2 .

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Допускаемые напряжения для червячного колеса определяем по формулам из [1, таблица 3.6].

Наработка за весь срок службы:

N = 573w2 Lh = 573×7,51×20000 = 86064600.

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

KHL = (107 /N )1/8 = (107 /86064600)1/8 = 0,76.

Определяем допускаемые контактные напряжения:

[s]Н = 0,9KHL Cv sв = 0,9×0,76×1×275 = 189,1 Н/мм2 ,

где Cv – коэффициент, учитывающий износ материала [1, С.55].

Так как червяк располагается в масляной ванне, то полученное значение допускаемого напряжения не изменяем, т.е. [s]Н = 189,1 Н/мм2 .

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

KFL = (106 /N )1/9 = (106 /86064600)1/9 = 0,61.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[s]F = (0,08sв + 0,25sт )KFL = (0,08×275 + 0,25×200)×0,61 = 43,9 Н/мм2 .

3.3 Проектный расчёт червячной передачи

Определяем межосевое расстояние:

aw = 61(Т 2 ×103 /[s]2 Н )1/3 = 61×(294×103 /189,12 )1/3 = 123,11 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи aw = 125 мм.

Число витков червяка z 1 = 2. Число зубьев колеса z 2 = z 1 u = 2×20 = 40. Округляем до целого числа z 2 = 40.

Определим модуль зацепления

m = (1,5…1,7)aw /z 2 = (1,5…1,7)×125/40 = 4,69…5,31 мм,

округляем в большую сторону до стандартного значения m = 5 мм.

Определяем коэффициент диаметра червяка:

q = (0,212…0,25)z 2 = (0,212…0,25)×40 = 8,48…10,00;

округляем в большую сторону до стандартного значения q = 10.

Коэффициент смещения инструмента

х = (aw /m ) – 0,5(q + z 2 ) = 0,00.

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного:

u ф = z 2 /z 1 = 40/2 = 20,00;

(|20,00 – 20|/20)×100% = 0,00 < 4%.

Определим фактическое значение межосевого расстояния

aw = 0,5m (q + z 2 + 2x ) = 0,5×5×(10 + 40 + 2×0,00) = 125,00 мм.

Вычисляем основные геометрические размеры червяка:

делительный диаметр

d 1 = qm = 10×5 = 50,0 мм;

начальный диаметр

dw 1 = m (q + 2x ) = 5×(10 + 2×0,00) = 50,0 мм;

диаметр вершин витков

da 1 = d 1 + 2m = 50,0 + 2×5 = 60,0 мм;

диаметр впадин витков

df 1 = d 1 – 2,4m = 50,0 – 2,4×5 = 38,0 мм;

делительный угол подъема линии витков

g = arctg(z 1 /q ) = arctg(2/10) = 11,31°;

длина нарезаемой части червяка

b 1 = (10 + 5,5|x | + z 1 )m + C = (10 + 5,5|0,00| + 2)×5 + 0 = 60,0 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b 1 = 60 мм.

Основные геометрические размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр

d 2 =dw 2 = mz 2 = 5×40 = 200,0 мм;

диаметр вершин зубьев

da 2 = d 2 + 2m (1 + x ) = 200,0 + 2×5×(1 + 0,00) = 210,0 мм;

наибольший диаметр колеса

da м2da 2 + 6m /(z 1 + 2) = 210,0 + 6×5/(2 + 2) = 217,5 мм;

диаметр впадин зубьев

df 2 = d 2 – 2m (1,2 – x ) = 200,0 – 2×5×(1,2 – 0,00) = 188,0 мм;

ширина венца

b 2 = 0,355aw = 0,355×125,00 = 44,4 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b 2 = 45 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса

2d = 2×arcsin(b 2 /(da 1 – 0,5m )) = 2×arcsin(45/(60,0 – 0,5×5)) = 103°.

Определим силы в зацеплении

окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Ft 2 = Fa 1 = 2000T 2 /d 2 = 2000×294/200,0 = 2940 Н;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Ft 1 = Fa 2 = 2000T 2 /(u ф d 1 ) = 2000×294/(20,00×50,0) = 588 Н;

радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

Fr = Ft 2 tg20° = 2940×0,364 = 1070 Н.

3.4 Проверочный расчёт червячной передачи

Фактическая скорость скольжения

vS = u ф w2 d 1 /(2cosg×103 ) = 20,00×7,51×50,0/(2×cos11,31°×103 ) = 3,83 м/с.

Определим коэффициент полезного действия передачи

h = tgg/tg(g + j) = tg11,31°/tg(11,31 + 2)° = 0,85,

где j – угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения, град [1, таблица 4.9].

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

где K – коэффициент нагрузки;

[s]Н – допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скорости скольжения, Н/мм2 [1, таблица 3.6]

sH = 340×(2940×1/(50,0×200,0))1/2 = 184,4 ≤ 198,6 Н/мм2 .

Полученное значение контактного напряжения меньше допустимого на 7,2%, условие выполнено. Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

sF = 0,7YF 2 Ft 2 K /(b 2 m ) ≤ [s]F ,

где YF 2 – коэффициент формы зуба колеса, который определяется по [1, таблица 4.10] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

zv 2 = z 2 /cos3 g = 40/cos3 11,31° = 42,

тогда напряжения изгиба равны

sF = 0,7×1,53×2940×1/(45×5) = 14,0 ≤ 43,9 Н/мм2 ,

условие выполнено.

3.5 Расчет червячной передачи на нагрев

Определяем площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора:

А » 12,0aw 1,7 = 12,0×0,1251,7 = 0,35 м2 ,

Где aw – межосевое расстояние червячной передачи, м.

Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:

где h – КПД червячной передачи;

P 1 – мощность на червяке, кВт;

K T – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2 ×°С);

y – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;

t 0 = 20 °С – температура окружающего воздуха;

[t ]раб = 95 °С – максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, °С.

t раб = 1000×(1 – 0,85)×2,79/(17×0,35×(1 + 0,3)) = 75,8 °С.


4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Быстроходный вал (вал-червяк):

d 1 = (0,8…1,2)×d дв = (0,8…1,2)×28 = 22,4…33,6 мм,

где d дв – диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.

Из полученного интервала принимаем стандартное значение d 1 = 25 мм. Длина ступени под полумуфту:

l 1 = (1,0…1,5)d 1 = (1,0…1,5)×25 = 25…37,5 мм,

принимаем l 1 = 40 мм.

Размеры остальных ступеней:

d 2 = d 1 + 2t = 25 + 2×2,2 = 29,4 мм, принимаем d 2 = 30 мм;

l 2 » 1,5d 2 = 1,5×30 = 45 мм, принимаем l 2 = 45 мм;

d 3 = d 2 + 3,2r = 30 + 3,2×2 = 36,4 мм, принимаем d 3 = 37 мм;

d 4 = d 2 .

Тихоходный вал (вал колеса):

(294×103 /(0,2×35))1/3 = 34,76 мм, принимаем d 1 = 35 мм;

l 1 = (0,8…1,5)d 1 = (0,8…1,5)×35 = 28…52,5 мм, принимаем l 1 = 50 мм;

d 2 = d 1 + 2t = 35 + 2×2,5 = 40 мм, принимаем d 2 = 40 мм;

l 2 » 1,25d 2 = 1,25×40 = 50 мм, принимаем l 2 = 50 мм;

d 3 = d 2 + 3,2r = 40 + 3,2×2,5 = 48 мм, принимаем d 3 = 48 мм;

d 4 = d 2 ;

d 5 = d 3 + 3f = 48 + 3×1,2 = 51,6 мм, принимаем d 5 = 53 мм;

Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии:

для быстроходного вала: 7206A;

для тихоходного: 7208A.


5. Конструирование корпуса редуктора

Определим толщину стенки корпуса

d = 1,2 Т 1/4 = 1,2∙(294)1/4 = 4,97³ 6 мм,

где Т = 294 Н∙м – вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем d = 6 мм.

Зазор между внутренними стенками корпуса и деталями

а = (L )1/3 + 3 = 2641/3 + 3 = 9 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b 0 » 4a = 36 мм.

Диаметры приливов для подшипниковых гнезд:

вал 1:

для привертной крышки D П = D ф + 6 = 87 + 6 = 93 мм.

вал 2:

для закладной крышки D 'П = 1,25D + 10 = 1,25∙80 + 10 = 110 мм,

где D – диаметр отверстия под подшипник, D ф – диаметр фланца крышки подшипника.

Диаметры винтов привертных крышек подшипника: d 1 = 6 мм;

Число винтов: z 1 = 4.

Диаметр винтов крепления крышки к корпусу находим по формуле

d = 1,25(Т )1/3 = 1,25∙(294)1/3 = 8,31 ≥ 10 мм,

где Т – момент на тихоходном валу редуктора. Принимаем d = 10 мм.

Размеры конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу (для болтов):

ширина фланца крышки корпуса K = 2,35d = 23,5 мм,

расстояние от торца фланца до центра болта С = 1,1d = 11,0 мм.

диаметр канавки под шайбочку D » 2d = 20 мм.

высота прилива в корпусе h = 2,5d = 25 мм.

Для винтов: K 1 = 2,1d = 21,0 мм, С 1 = 1,05d = 10,5 мм.

Высоту прилива в крышке под стягивающий болт (винт) определяем графически, исходя из условия размещения головки болта (винта) на плоской опорной поверхности вне кольцевого прилива под подшипник большего диаметра. Диаметр штифта d шт = 0,75d = 8 мм.

Диаметр винта крепления редуктора к раме d ф = 1,25d = 14 мм, количество винтов z = 4. Высота ниши h 0 = 2,5(d ф + d) = 50 мм, длина опорной поверхности в месте крепления редуктора к раме l = 2,4d ф + d = 40 мм, высота прилива под винт h = 1,5d ф = 21 мм, расстояние от боковой поверхности корпуса до центра винта с = 1,1d ф = 15 мм.

Размеры проушины в виде ребра с отверстием: толщина ребра s = 2,5d = 15 мм, диаметр отверстия d = 3d = 18 мм, радиус проушины R = d . Размеры проушины, выполненной в виде сквозного отверстия в крышке: сечение (b ´b ) отверстия b = 3d = 18 мм, радиус дуги из вершины крышки для определения границы отверстия а = 1,7d = 10 мм.


6. Проверочный расчет шпонок

6.1 Быстроходный вал

Шпонка под полумуфту призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 8´7, длина 32 мм, диаметр вала d = 25 мм.

Определяем напряжение смятия

,

где T – передаваемый момент, Н∙м;

d – диаметр вала, мм;

lp – рабочая длина шпонки, мм;

h – высота шпонки, мм;

t 1 – глубина паза, мм.

sсм = 2∙103 ∙19/(25∙24∙(7 – 4)) = 21 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого [s]см = 100 МПа.

6.2 Тихоходный вал

Шпонка под червячное колесо призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 14´9, длина 56 мм, диаметр вала d = 48 мм.

Определяем напряжение смятия

= 2∙103 ∙294/(48∙42∙(9 – 5,5)) = 83 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого [s]см = 100 МПа.

Шпонка под звездочку призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 10´8, длина 40 мм, диаметр вала d = 35 мм.

Определяем напряжение смятия

= 2∙103 ∙294/(35∙30∙(8 – 5)) = 97 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого [s]см = 100 МПа.


7. Проверочный расчет быстроходного вала

Силы, действующие на вал: Ft С = 588 Н; Fr С = 1070 Н; Fa С = 2940 Н; F м = 50∙Т 1/2 = 50∙191/2 = 218 Н – консольная сила муфты.

Неизвестные реакции в подшипниках найдем, решая уравнения моментов относительно опор:

SМВ (x ) = 0;

SМВ (x ) = FaC dC /2 – FrC lBC + RDy ∙(lBC + lCD ) = 0;

RDy = (– FaC dC /2 + FrC lBC )/(lBC + lCD ) = (– 2940∙0,050/2 + 1070∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 259 Н.

SМВ (y ) = 0;

SМВ (y ) = – F мlAB FtC lBC + RDx ∙(lBC + lCD ) = 0;

RDx = (F мlAB + FtC lBC )/(lBC + lCD ) = (218∙0,072 + 588∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 353 Н.

SМ D (x ) = 0;

SМ D (x ) = – R В y ∙(lBC + lCD ) + FaC dC /2 + Fr С lCD = 0;

R В y = (FaC dC /2 + Fr С lCD )/(lBC + lCD ) = (2940∙0,050/2 + 1070∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 811 Н.

SМ D (y ) = 0;

SМ D (y ) = – F м ∙(l АВ + lBC + lCD ) – R В x ∙(lBC + lCD ) + FtC lCD = 0;

R В x = (– F м ∙(l АВ + lBC + lCD ) + FtC lCD )/(lBC + lCD ) = (– 218∙(0,072 + 0,133 + 0,133) + 588∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 17 Н.

Построение эпюр:

Участок АВ : 0 ≤ z ≤ 0,072;

Mx (z ) = 0; Mx (0) = 0 Н∙м; Mx (0,072) = 0 Н∙м.

My (z ) = F опz ; My (0) = 0 Н∙м; My (0,072) = 218∙0,072 = -16 Н∙м.

T = -19 Н∙м на всем участке.

M S (0) = (М 2 х + М 2 у )1/2 .

M S (0) = 0 Н∙м; M S (0,072) = (02 + -162 )1/2 = 16 Н∙м.

Участок ВС : 0 ≤ z ≤ 0,133;

Mx (z ) = – R В y z ; Mx (0) = 0 Н∙м;Mx (0,133) = – 811∙0,133 = -108 Н∙м.

My (z ) = F оп ∙(lAB + z ) – R Вх z ;

My (0) = 218∙0,072 = -16 Н∙м;

My (0,133) = 218∙(0,072 + 0,133) – 17∙0,133 = -47 Н∙м.

T = -19 Н∙м на всем участке.

M S (0) = (02 + -162 )1/2 = 16 Н∙м; M S (0,133) = (-1082 + -472 )1/2 = 118 Н∙м.

Участок CD : 0 ≤ z ≤ 0,133;

Mx (z ) = – R В y ∙(lBC + z ) + FaC dC /2 + Fr С z ;

Mx (0) = – 811∙0,133 + 2940∙0,050/2 = -34 Н∙м;

Mx (0,133) = – 811∙(0,133 + 0,133) + 2940∙0,050/2 + 1070∙0,133 = 0 Н∙м.

My (z ) = F оп ∙(lAB + lBC + z ) – RB х ∙(lBC + z ) + FtC z ;

My (0) = 218∙(0,072 + 0,133) – 17∙0,133 = -47 Н∙м;

My (0,133) = 218∙(0,072 + 0,133 + 0,133) – 17∙(0,133 + 0,133) + 588∙0,133 = 0 Н∙м.

T = 0 Н∙м на всем участке.

M S (0) = (-342 + -472 )1/2 = 58 Н∙м; M S (0,133) = 0 Н∙м.

Проверим сечение В на запас прочности. Концентратор напряжений – переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:

где S s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S t – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где s-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа;

k s – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

es – масштабный фактор для нормальных напряжений;

b – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

sa – амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба sи в рассматриваемом сечении;

ys – коэффициент, зависящий от марки стали;

sm – среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

sa = sи = 103 М /W ,

где М – суммарный изгибающий момент в сечении, Н∙м;

W – момент сопротивления сечения при изгибе, мм3 .

W = pd 3 /32 = 3,14∙303 /32 = 2649 мм3 ,

sa = sи = 103 ∙16/2649 = 5,92 МПа,

sm = 4Fa /(pd 2 ) = 4∙2940/(3,14∙302 ) = 4161 МПа.

S s = 410/(1,9∙5,92/(0,73∙0,94) + 0,27∙4161) = 2,36.

где t-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа;

k t – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

et – масштабный фактор для касательных напряжений;

ta – амплитуда цикла касательных напряжений;

yt – коэффициент, зависящий от марки стали;

tm – среднее напряжение цикла касательных напряжений.

ta = tm = 0,5∙103 T /W к ,

где Т – крутящий момент в сечении, Н∙м;

W к – момент сопротивления сечения при кручении, мм3 .

W к = pd 3 /16 = 3,14∙303 /16= 5299 мм3 ,

ta = tm = 0,5∙103 ∙19/5299 = 1,79 МПа.

S t = 240/(1,74∙1,79/(0,73∙0,94) + 0,1∙1,79) = 50,79.

S = 2,36∙50,79/(2,362 + 50,792 )1/2 = 2,36.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 – 2,5.

Проверим сечение С на запас прочности. Концентратор напряжений – переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:

где S s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S t – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где s-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа; k s – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; es – масштабный фактор для нормальных напряжений; b – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; sa – амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба sи в рассматриваемом сечении; ys – коэффициент, зависящий от марки стали; sm – среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

sa = sи = 103 М /W ,

где М – суммарный изгибающий момент в сечении, Н∙м;

W – момент сопротивления сечения при изгибе, мм3 .

W = pd 3 /32 = 3,14∙363 /32 = 4578 мм3 ,

sa = sи = 103 ∙118/4578 = 25,77 МПа,

sm = 4Fa /(pd 2 ) = 4∙2940/(3,14∙362 ) = 2890 МПа.

S s = 410/(1,9∙25,77/(0,73∙0,94) + 0,27∙2890) = 2,47.

где t-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа; k t – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; et – масштабный фактор для касательных напряжений; ta – амплитуда цикла касательных напряжений; yt – коэффициент, зависящий от марки стали; tm – среднее напряжение цикла касательных напряжений.

ta = tm = 0,5∙103 T /W к ,

где Т – крутящий момент в сечении, Н∙м;

W к – момент сопротивления сечения при кручении, мм3 .

W к = pd 3 /16 = 3,14∙363 /16= 9156 мм3 ,

ta = tm = 0,5∙103 ∙19/9156 = 1,04 МПа.

S t = 240/(1,74∙1,04/(0,73∙0,94) + 0,1∙1,04) = 87,76.

S = 2,47∙87,76/(2,472 + 87,762 )1/2 = 2,47.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 – 2,5.


8. Подбор подшипников качения быстроходного вала

Силы, действующие на подшипники:

FrB max = (R 2 В x + R 2 В y )1/2 = (172 + 8112 )1/2 = 811 Н,

FrD max = (R 2 Dx + R 2 Dy )1/2 = (3532 + 2592 )1/2 = 438 Н,

Fa max = 2940 Н.

Для типового режима нагружения 1 коэффициент эквивалентности KE = 0,8. Тогда эквивалентные нагрузки равны:

Fr В = KE Fr В max = 0,8∙811 = 649 Н,

FrD = KE FrD max = 0,8∙438 = 350 Н,

Fa В = KE Fa max = 0,8∙2940 = 2352 Н.

Для принятых подшипников находим: Cr = 38 кH, C 0 r = 25,5 кН, X = 0,4, Y = 1,6, e = 0,37.

Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы роликовых подшипников:

FaB min = 0,83eFrB = 0,83∙0,37∙649 = 649 H,

FaD min = 0,83eFrD = 0,83∙0,37∙350 = 108 H.

Определим осевые нагрузки, действующие на подшипники:

FaB = FaD min + Fa = 108 + 2352 = 2460 H,

FaD = FaD min = 108 H.

Отношение Fa В /(VFr В ) = 2460/(1∙649) = 3,79, что больше e . Окончательно принимаем X = 0,4, Y = 1,6.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (для опоры В ):

P = (VXFr В + YFa В )K б K Т ,

где K б – коэффициент безопасности;

K Т – температурный коэффициент.

P = (1∙0,4∙649 + 1,6∙2460) ∙0,8∙1 = 3356 Н.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a 1 = 1, a 23 = 0,7 (обычные условия применения), k = 3,33 (роликовый подшипник):

L 10ah = a 1 a 23 (Cr /Pr В )k ×106 /(60n ) = 1∙0,7∙(38000/3356)3,33 ∙106 /(60∙1435) = 26292 ч,

L 10 ah > Lh .

Расчетная динамическая грузоподъемность (для опоры B ):

С r р = Pr В ×(573w×Lh /106 )1/3 = 3356×(573×150,20×20000/106 )1/3,33 = 31444 Н,

Cr p < Cr .

Подшипник пригоден.


9. Подбор и проверочный расчет муфты

Для соединения быстроходного вала с валом электродвигателя принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Определяем расчетный момент:

М расч = KТ Б = 1,3∙19,1 = 24,83 Н∙м,

где K – коэффициент режима работы и характера нагрузки,

Т Б – вращающий момент на быстроходном валу, Н∙м.

По ГОСТ 21424-75 выбираем муфту с ближайшим большим передаваемым моментом. Размеры муфты: диаметр расположения пальцев D 1 = 90 мм, длина муфты L = 105 мм, диаметр пальца d п = 14 мм, длина пальца l п = 64 мм, количество пальцев z = 4, длина резиновой втулки l р.в. = 28 мм.

Проверим пальцы муфты на изгиб:

= 90 Н/мм2 ,

sи = 24,83∙64∙103 /(0,1∙143 ∙90∙4) = 16,09 Н/мм2 ,

.

Проверим резиновые втулки на смятие:

= 2 Н/мм2 ,

sсм = 2∙24,83∙103 /(90∙4∙14∙28) = 0,35 Н/мм2 ,

.

Условия выполнены, прочность муфты обеспечена.


10. Выбор смазочных материалов

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм.

Принимаем масло индустриальное для гидравлических систем без присадок И – Г – А – 46 ГОСТ 17479.4 – 87.

Определим количество масла:

V = (0,4…0,8)∙Р вых = (0,4…0,8)∙2,2 = 0,88…1,76 л.

Примем V = 0,9 л.

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол – 24 по ГОСТ 21150 – 75. Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.


11. Список использованной литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. Шк., 1991. – 432 с.: ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. 5-е изд. М.: Высш. шк. 1998 – 447 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В трех томах. Москва: Машиностроение, 2001 – 920 с.

4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Житков В.К. Детали машин: Учебник для техникумов – М.:Илекса, 1999.– 392 с.:ил.

5. Устюгов И.И. Детали машин: Учеб. Пособие для учащихся техникумов.–М.:Высш. школа, 1981.– 399 с., ил.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий