регистрация / вход

Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный

Проектирование и кинематический расчет электродвигателя редуктора двухступенчатого соосного двухпоточного с внутренним зацеплением тихоходной ступени. Расчет быстроходной ступени привода, валов редуктора, подбор и проверочный расчет шпонок, подшипников.

ФЕДЕРАЛНОЕ АГЕНСТВО ПО КУЛЬТУРЕ И КИНЕМАТОГРАФИИ

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

УНИВЕРСИТЕТ КИНО И ТЕЛЕВИДЕНИЯ

Кафедра механики

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

на тему «Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени»

Санкт-Петербург

2009г.


Содержание

Техническое задание на курсовое проектирование

1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

3 Расчет тихоходной ступени привода

3.1 Проектный расчет

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

4 Расчет быстроходной ступени привода

5 Проектный расчет валов редуктора

5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

5.3 Расчет промежуточного вала редуктора

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

6.1 Шпонки быстроходного вала

6.2 Шпонки промежуточного вала

6.1 Шпонки тихоходного вала

7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

8 Выбор и проверочный расчет подшипников

9 Выбор масла, смазочных устройств

Список использованной литературы


Техническое задание на курсовое проектирование

Механизм привода

1- электродвигатель;

2- муфта;

3- редуктор зубчатый цилиндрический двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени;

4- муфта;

5- исполнительный механизм.

Вариант 1

Потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим =30Нм;

Угловая скорость вала ИМ ωим =5,8с-1 .

Разработать:

1- сборочный чертеж редуктора;

2- рабочие чертежи деталей тихоходного вала: зубчатого колеса, вала, крышки подшипника.


1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Исходные данные:

- потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим =30Нм;

- угловая скорость вала ИМ ωим =5,8с-1 ;

Определяем мощность на валу ИМ Nим = Тим х ωим =30х5,8=174Вт.

Определяем общий КПД привода по схеме привода

ηобщкп ηшп ηм ηп (1.1)

где [1, с.9,10]: ηзп =0,972 - КПД зубчатой цилиндрической передачи;

ηм =0,982 – потери в муфтах;

ηп =0,994 - коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках 4-х валов.

Сделав подстановку в формулу (1.1) получим:

ηобщ. =0,972 *0,982 *0,994 =0,868

Определяем потребную мощность электродвигателя [1,с.9]

Nэд ≥Nимобщ. (1.2)

где Nэд – требуемая мощность двигателя:

Nэд =174/0,877=198,4Вт

Выбираем электродвигатель [1,с.18,табл.П2]

Пробуем двигатель АИР71В8:

Nдв. =0,25кВт;

nдв =750об/мин;

S=8%.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (5) [1,c.11]:

nном =nдв ·(1-S/100);

nном =750·(1-0,08);

nном =690 об/мин

Определяем угловую скорость вала двигателя

ωдв =πnдв /30=π*690/30=72,2рад/с;

Определяем общее передаточное число привода

U=ωдв.им =72,2/5,8=12,5

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

Uобщ. =U1 · U2 ; (1.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.2.3]:

U2 =5;

тогда

U1 = Uобщ. /U2 ;

U1 =2,5.

Принимаем окончательно электродвигатель марки АИР71В8.

Угловые скорости определяем по формуле

ω=πn/30 (1.4)


Рис.1 Схема валов привода

1 – быстроходный вал; 2 – промежуточный вал; 3 – тихоходный вал.

По схеме валов (рис.1) и формуле (1.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n1 = nном.

ω1 = ωдв =72,2рад/с;

n2 = nном /U1 =650/3,5=185,7об/мин;

ω2 =πn2 /30=π*216,7/30=19,45 рад/с;

n3 = n2 /U2 =216,7/3,55=52,3 об/мин;

ω3 =πn3 /30=π*61,1/30=5,48 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

N1 =Nдв ηм =0,25*0,98=245Вт;

N2 =N1 ηзп ηп 3 =245*0,97*0,993 =230Вт;

N3 =N2 ηзп ηп =233*0,97*0,99=221Вт;

Nим =N3 ηм =224*0,98=217Вт.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формулам [1,с.12,14]:


; Т21 •U1 ; Т32 •U2 ; (1.5)

Т1 =245/72,2=3,4 Н•м;

Т2 =3,4•2,5=8,5 Н•м;

Т3 =8,5•5=42,5 Н•м.

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Таблица 1 Параметры кинематического расчета

№ вала

n, об/мин

ω, рад/с

N, Вт

Т, Нм

U

Дв

690

72,2

250

3,5

1

690

72,2

245

3,4

2,5

2

185,7

19,45

230

8,5

5

3

52,3

5,48

221

42,5

ИМ

52,3

5,48

217

42,5

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.2 [4,c.52]:

шестерня – сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,

колесо - сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле [4,c.53]:

(2.1)

где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КHL – коэффициент долговечности;

[SH ] – коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: КHL =1; [SH ] =1,1.

Определяем σHlimb по табл.3.1[4,c.51]:

σHlimb =2НВ+70; (2.2)

σHlimb 1 =2×270+70; σHlimb 1 =610МПа;

σHlimb 2 =2×250+70; σHlimb 1 =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим

; МПа;

; МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле [4,c.53]:

(2.3)

;

МПа.

Определяем допускаемые напряжения по по табл.3.1[4,c.51]:

[σ]Fo =1,03НВ;

[σ]Fo 1 =1,03x270=281МПа;

[σ]Fo 2 =1,03x250=257МПа.

3 Расчет тихоходной ступени привода

3.1 Проектный расчет

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле [4,c.61]:

(3.1)

где Ка – числовой коэффициент, Ка =49,5 [4,c.61];

К – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, К =1 для прямозубых колес [4,c.54];

- коэффициент ширины венца колеса, =0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [4,c.61];

U – передаточное отношение, U2 =5 (см. табл.1):

Т – вращающий момент на колесе ,Т3 =42,5 Нм (см. табл.1).

Подставив значения в формулу (3.1) получим:

Принимаем окончательно по ГОСТ6636-69 [4,табл.13.15]

Определяем модуль [2,c.36]:

(3.2)

mn =(0,01…0,02)·70;

mn =0,7;

Принимаем модуль mn =1мм [2,c.36]

Так как тихоходная ступень внутреннего зацепления определяем разность зубьев зубьев по формуле [5,т.2, c.432]:

z2 -z1 =2aw /mn (3,3)

z2 -z1 =2·70/1;

z2 -z1 =140.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z1 = z2 -z1 /(U2 +1); z1 =140/6=23,3; z1 =24;

z2 = z2 -z1- +z1 =140+24=164; z2 =164.

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле [5,т.2, c.432]:

d=mn ·z; (3.4)

d1 =mn ·z1 =1х24=24мм;

d2 =mn ·z2 =1х164=164мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [5,т.2, c.432]:

; ;

; ; (3.5)

; (3.6)

мм; мм; мм;

мм; ; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

Определяем окружные скорости колес

; м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 7F [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]:

- окружная

(3.7)

; Н;

Таблица 2 Параметры зубчатой передачи тихоходной ступени

Параметр

Шестерня

Колесо

mn ,мм

1

ha ,мм

1

ht ,мм

1,25

h,мм

2,25

с, мм

0,375

z

24

164

d,мм

24

164

dа ,мм

26

162

df ,мм

21,5

166,5

b, мм

50

54

аW ,мм

70

v, м/с

0,23

Ft , Н

531

Fr , Н

193

- радиальная

; где α=20° - угол зацепления; (3.8)

; Н;

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений производим по формуле {4, c.64]:

; (3.9)

где: - К - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436;

Ft =531Н (табл.2);

U2 =5;

КНα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес КНα =1;

КНβ – см. п.3.1;

КНυ – коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КНυ =1,04 [4, табл.4.3].


(3.10)

Определяем ∆σН

;

; недогрузки, что допускается.

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни [4,с.67]:

; (3.11)

; (3.12)

где: К – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев К =1;

КFv - коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КНυ =1,1 [4, табл.4.3];

YF 1 и YF 2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, YF 1 =3,9, YF 2 =3,61 [4,табл.4.4].

Подставив значения в формулы (3.11) и (3.12), получим:

;

.

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

Определяем ∆σF

;

Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.

Таблица 3 Параметры проверочных расчетов

Параметр

Обозн.

Допускаемое

Расчетное

Недогрузка(-) или перегрузка(+)

Контактное напряжение, МПа

σН

482,7

435

-10%

Напряжение изгиба, МПа

σF 1

281

59,4

-79%

σF 2

257

55

-78%

4 Расчет быстроходной ступени привода

Межосевое расстояние для быстроходной ступени с учетом того, что редуктор соосный и двухпоточный, определяем половину расстояния тихоходной ступени:

а=d2 -d1 ;

а=84-14=70мм.

Из условия (3.2) принимаем модуль mn =1,5мм

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

zΣ =2а/mn ;

zΣ =2·70/1,5; zΣ =93,3

Принимаем zΣ =94.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z1 = zΣ /(U1 +1); z1 =94/(2,5+1); z1 =26,1; принимаем z1 =26.

Тогда z2 = zΣ -z1 =94-26=68

Фактическое передаточное соотношение U1 =68/26=2,6

Отклонение передаточного числа от номинального незначительное.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [2,c.37]:

d1 =mn ·z1 =1,5х26=39мм;

d2 =mn ·z2 =1,5х68=102мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [2,c.37]:


; ;

; ; ;

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

Определяем окружные скорости колес

; м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 7А [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении (3.7, 3.8):

- окружная

; Н;

- радиальная

; Н.

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.4.


Таблица 4 Параметры зубчатой передачи быстроходной ступени

Параметр

Шестерня

Колесо

mn ,мм

1,5

ha ,мм

1,5

ht ,мм

1,875

h,мм

3,375

с, мм

0,375

z

26

68

d,мм

39

102

dа ,мм

42

105

df ,мм

35,25

98,25

b, мм

22

25

аW ,мм

70

v, м/с

1,4

Ft , Н

166,7

Fr , Н

60,7

Учитывая, что геометрические параметры быстроходной ступени незначительно отличаются от тихоходной, выполнение проверочных расчетов нецелесообразно.

5 Проектный расчет валов редуктора

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора по закону равенства действия и противодействия. Для этого мысленно расцепим шестерни и колеса редуктора, при этом дублирующий вал не учитываем.

Схема усилий приведена на рис.1.

Рис.2 Схема усилий, действующих на валы редуктора.

Из табл.1,2,4 выбираем рассчитанные значения:

Т1 =3,4 Нм; Т2 =8,5 Нм; Т3 =42,5 Нм;

Ft 1 =166,7 Н; Ft 2 =1012 Н; Fr 1 =60,7 Н; Fr 2 =368 Н;

d1 =39мм; d2 =102мм; d3 =14мм; d4 =84мм.

Fm 1 и Fm 1 – консольные силы от муфт, которые равны [4, табл.6.2]:

; ;

Н; Н.

Rx и Ry – реакции опор, которые необходимо рассчитать.

Так как размеры промежуточного вала определяются размерами остальных валов, расчет начнем с тихоходного вала.


5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] σв =730Н/мм2 ; Н/мм2 ; Н/мм2 ; Н/мм2 .

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [τк ]=(20…25)МПа

Принимаем [τк ]=20МПа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа 20 (ГОСТ6636-69):

мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.3), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.


Рис.3 Приближенная конструкция тихоходного вала

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под колесо;

мм – диаметр буртика;

b4 =25мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник №106, у которого Dп =55мм; Вп =13мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=20мм; lм =20мм; l1 =35мм; l=60мм; с=5мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм;

с=W/2+ l1 + lм /2=55мм – расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет тихоходного вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.4). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

ΣМ2y =0; RFy ·0,06-Fr2 ·0,03=0

RFy = 368·0,06/ 0,03;

RЕ y = RFy =736Н.

Рис.4 Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М =0;

М =0;

М = RЕ y ·0,03;

М =22Нм2 ;

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му , Нм2 (рис.3)

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

ΣМ4 x =0; Fm 2 ·0,115- RЕ x ·0,06+ Ft 2 ·0,03=0;

RЕ x =( 814·0,115+ 1012·0,03)/ 0,06;

RЕ x =2066Н;

ΣМ2 x =0; Fm 2 ·0,055- Ft 2 ·0,03+ RFx ·0,6=0;

RFx = (1012·0,03- 814·0,055)/ 0,06;

RFx =-240Н, результат получился отрицательным, следовательно нужно изменить направление реакции.

Определяем изгибающие моменты:

М =0;

М2 = -Fr 2 ·0,03

М =-368·0,03;

М =-11Нм;

М3хслева =-Fm 2 ·0,085-RЕх ·0,055;

М3хслева ==-814·0,085-240 ·0,03;

М3хслева =-76Нм;

М =- RE х ·0,055;

М =- 2066 ·0,03;

М =- 62;

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх .

Крутящий момент

Т1-1 = Т2-2 = Т3-3 = T3 =42,5Нм;

T4-4 =0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

; ; Нм2 .

Эквивалентный момент:

; ; Нм2 .

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

Схема усилий, действующих на быстроходный вал представлена на рис.2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] σв =730Н/мм2 ; Н/мм2 ; Н/мм2 ; Н/мм2 .

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [τк ]=(20…25)Мпа

Принимаем [τк ]=20Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа 5 (ГОСТ6636-69):

мм.

Намечаем приближенную конструкцию быстроходного вала вала редуктора (рис.5), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр для заплечиков;

мм – диаметр вала-шестерни;

b1 =22мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник №101, у которого Dп =28мм; Вп =8мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=14мм; lм =16мм; l1 =25мм; l=60мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм;

с=W/2+ l1 + lм /2=40мм – расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет быстроходного вала на изгиб с кручением.

Рис.5 Приближенная конструкция быстроходного вала

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.6). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

ΣМ2 y =0; RА y ·0,06-Fr 1 ·0,03=0

RА y = 60,7·0,06/ 0,03;

RА y = RВ y =121Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М =0;

М =0;

М = RА y ·0,03;

М =3,6Нм2 ;

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му , Нм2 (рис.6).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

ΣМ4 x =0; Fm 1 ·0,1- RА x ·0,06+ Ft 1 ·0,03=0;

RА x = (130·0,1+ 166,7·0,03)/ 0,06;

RА x =300Н;

Рис.6 Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала

ΣМ2 x =0; Fm 1 ·0,02- Ft 1 ·0,03+ RВ x ·0,06=0;

RВ x = (166,7·0,03- 130·0,02)/ 0,06;

RВ x =40Н

Определяем изгибающие моменты:

М =0;

М2 = -Fm 2 ·0,04

М =-130·0,04;

М =-5,2Нм;

М3хсправа =-Fm 1 ·0,1+RВх ·0,03;

М3хсправа ==-130·0,1+40 ·0,03;

М3хсправа =-11,7Нм;

М =- RАх ·0,03;

М =- 300 ·0,03;

М =- 9;

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх .

Крутящий момент

Т1-1 = Т2-2 = Т3-3 = T3 =3,4Нм;

T4-4 =0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

; ; Нм2 .

Эквивалентный момент:

; ; Нм2 .

5.3 Расчет промежуточного вала

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] σв =730Н/мм2 ; Н/мм2 ; Н/мм2 ; Н/мм2 .

Определяем диаметр выходного конца вала из расчёта на чистое кручение

;

где [τк ]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [τк ]=20Мпа.

; мм.

С учетом того, что выходной конец промежуточного вала является валом-шестерней с диаметром выступов 24мм, принимаем диаметр вала под подшипник 25мм.

мм.

Намечаем приближенную конструкцию промежуточного вала редуктора (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм

Рис.7 Приближенная конструкция промежуточного вала

dст =30мм;

х=8мм;

W=20мм;

r=2,5мм;

dв =28мм.

Расстояние l определяем из суммарных расстояний тихоходного и быстроходного валов с зазором между ними 25…35мм.

l=60+30+30=120мм.

l1 =30мм; l2 =30мм.

Предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по dп =25мм подшипник №105, у которого Dп =47мм; Вп =12мм [4, табл.К27].

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

åМСу =0;

-RD у ·0,09+Fr 1 ·0,03+Fr 2 ·0,12=0

RDy =(368·0,03+60,7·0,12)/ 0,09;

RDy ==204Н.

åМD у =0;

RCy ·0,09- Fr1 ·0,06+ Fr2 ·0,03=0;

RCy =(368·0,06-60,7·0,03)/ 0,09;

RCy =225Н.

Назначаем характерные точки 1, 2, 3, и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М =0;

М =-RCy ·0,03;

М =-6Нм;

М3услева =-RCy ·0,09+Fr 1 ·0,06;

М3услева =-16,6Нм

М3усправа = Fr 2 ·0,03;

М3усправа = 11

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му , Нм (рис.8).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

åМСх =0;

RDx ·0,09-Ft1 ·0,03-Ft2 ·0,12=0;

RDx =( 166,7·0,03+ 1012·0,12)/0,09;

RDx =1404Н;

åМD х =0;

RCx ·0,09+ Ft1 ·0,06-Ft2 ·0,03=0;

RCx =(1012·0,03+166,7·0,06)/ 0,09;

RCx =337Н.

Назначаем характерные точки 1, 2, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М1 x =0;

М2 x =-RCx ·0,03;

М2 x =-10Нм;

М3 x слева = -RCx ·0,09-Ft 1 ·0,06;

М3 x слева =-91Нм;

М3 x справа = Ft 2 ·0,03;

М3 x справа =5Нм;

М =0.

Строим эпюру изгибающих моментов Му , Нм (рис.8)


Рис.8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.

Крутящий момент

Т1-1 =0;

Т2-2 =-Т3-3 =- T2 /2=-4,3Нм;

Т4-4 =0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

; ; Нм.

Эквивалентный момент:

; ; Нм.

Все рассчитанные значения сводим в табл.5.

Таблица 5 Параметры валов

R1 , H

R2 , H

MИ , Нм

MИэкв , Нм

Тихоходный вал

2118

774

79

89

Быстроходный вал

323

117

12

12,5

Промежуточный вал

405

1419

92,5

93

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4]. Обозначения используемых размеров приведены на рис.11.

Рис.9 Сечение вала по шпонке

6.1 Шпонки быстроходного вала

Для выходного конца быстроходного вала при d=10 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=3x3 мм2 при t=1,8мм (рис.9).

При длине ступицы полумуфты lм =16 мм выбираем длину шпонки l=14мм.

Материал шпонки – сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

(6.1)

где Т – передаваемый момент, Н×мм; Т1 =3,4 Н×м.

lр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр =l-b,мм;

[s]см – допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s]см =110…190 Н/мм2 ) вычисляем:

Условие выполняется.

6.2 Шпонки промежуточного вала

Для зубчатого колеса вала при d=30 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7 мм2 при t=4мм, t1 =3,3мм. Т2 =8,5Нм.

При длине ступицы шестерни lш =25 мм выбираем длину шпонки l=25мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):

Условие выполняется.

6.3 Шпонки тихоходного вала

Передаваемый момент Т3 =42,5Нм.

Для выходного конца вала при d= 22мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=6x6 мм2 при t=3,5мм.

При длине ступицы полумуфты lМ =20 мм выбираем длину шпонки l=16мм.

Для зубчатого колеса тихоходного вала при d=35 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10x8мм2 при t=5мм.

При длине ступицы шестерни lш =20 мм выбираем длину шпонки l=20мм.

С учетом того, что на ведомом валу устанавливаются шестерни из стали 45 ([s]см =170…190 Н/мм2 ) вычисляем по формуле (6.1):

условие выполняется.

Таблица 6 Параметры шпонок и шпоночных соединений

Параметр

тих.вал- полум

тих.вал- колесо

промвал-шестерня

промвал-колесо

быстр

вал-шестер.

быстр.

вал-полум.

Ширина шпонки b,мм

6

10

-

8

-

3

Высота шпонки h,мм

6

8

-

7

-

3

Длина шпонки l,мм

16

20

-

25

-

14

Глубина паза на валу t,мм

3,5

5

-

4

-

1,8

Глубина паза во втулке t1 ,мм

2,8

3,3

-

3,3

-

1,4


7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

В соответствии с табл.5 наиболее опасным является сечение 3-3 тихоходного вала, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.

Исходные данные для расчета:

МИэкв = 89Нм;

МИ =79Нм;

Т3-3 =42,5Нм;

dв =35мм;

в=10мм – ширина шпонки,

t=5мм – глубина шпоночного паза,

l=22мм – длина шпонки.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.

Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [σ-1 ]и =60МПа:

мм; 35>20.

Условие соблюдается.

Определяем напряжения изгиба:

σии /W;

где W – момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]:

;

мм3 ;

σи =79000/3566=22Н/мм2 .

При симметричном цикле его амплитуда равна:

σа = σи =22Н/мм2 .

Определяем напряжения кручения:

τк3-3 /Wк ;

где Wк – момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]:

;

мм3 ;

τк =42500/7775=5,4Н/мм2 .

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

τа = τк /2=5,4/2=2,7Н/мм2 .

Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала [4, с.258]:

σ )D =( Кσd + КF -1)/ Кy ; (Кτ )D =( Кτd + КF -1)/ Кy ; (7.1)

где Кσ и Кτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, по табл.11.2 [4] выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой Кσ =1,6, Кτ =1,4;

Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по табл.11.3 [4] выбираем Кd =0,75;

КF - коэффициент влияния шероховатости, по табл.11.4 [4] выбираем для шероховатости Rа =1,6 КF =1,05;

Кy - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.4 [4] выбираем для закалки с нагревом ТВЧ Кy =1,5.

Подставив значения в формулы (7.1) получим:

σ )D =( 1,6/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,45;

τ )D =( 1,4/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,28.

Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:

-1 )D-1 /(Кσ )D ; (τ-1 )D-1 /(Кτ )D ; (7.2)

где σ-1 и τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, по табл.3. [4] σ-1 = 380Н/мм2 , τ-1 ≈0,58 σ-1 =220Н/мм2 ;

-1 )D =380/1,45=262Н/мм2 ; (τ-1 )D =220/1,28=172 Н/мм2 .

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям 4, c263]:

sσ =(σ-1 )D / σа ; sτ =(τ-1 )D / τа . (7.3)

sσ =262/ 22=12; sτ =172/ 2,7=63,7.

Определяем общий коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям [4, c263]:

(7.4)

где [s]=1,6…2,1 – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Сопротивление усталости вала в сечении 3-3 обеспечивается, расчет остальных валов не проводим, т.к. расчет проведен на самом опасном сечении, и коэффициент запаса прочности значительно превышает допустимый.

8 Выбор и проверочный расчет подшипников

Предварительно выбранные подшипниками с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.7.

Таблица 7 Параметры выбранных подшипников

Быстроходный вал

Промежуточный вал

Тихоходный вал

101

105

106

d, мм

12

25

30

D, мм

28

47

55

В, мм

8

12

13

С, кН

5,07

11,2

13,3

Со , кН

2,24

5,6

6,8

RА , Н

323

405

2118

RБ , Н

117

1419

774

Подшипники устанавливаем по схеме «враспор». Пригодность подшипников определяем по условиям [4, c.129]:

Ср ≤С; Lр ≥Lh ;

где Ср – расчетная динамическая грузоподъемность;

Lh – требуемая долговечность подшипника, для зубчатых редукторов Lh =10000ч.

; [4, c.129] (8.1)

где ω – угловая скорость соответствующего вала (см. табл.1);

m=3 для шариковых подшипников;

RЕ – эквивалентная динамическая нагрузка, при отсутствии осевых усилий [4, табл.9.1]:

RЕ =V×RА Кδ Кτ (8.2)

где Kd - коэффициент безопасности; Kd =1,1…1,2 [4, табл.9.4]. Принимаем Kd =1,1.

V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1

Kτ – температурный коэффициент; Kτ =1 (до 100ºС) [4, табл.9.4].

Определяем расчетную долговечность подшипников в часах [4, c.129]:

(8.3)

Подставив значения в формулы (8.1)-(8.3) проверяем подшипники.

Для быстроходного вала:

RЕ =323х1,1=355Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для промежуточного вала:

RЕ =1419х1,1=1560Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для тихоходного вала:

RЕ =2118х1,1=2330Н;

- условие выполняется.

- условие выполняется.

Окончательные параметры подшипников приведены в табл.7.

Параметры выбранных подшипников

9 Выбор масла, смазочных устройств

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис.10):

hм max £ 0.25d2 = 0.25×102 = 25,5мм;

hм min = 2×m = 2×1,5 = 3мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Рис.10 Схема определения уровня масла в редукторе

Объем масляной ванны принимаем из расчета 0,5 л на 1кВт передаваемой мощности V = 0,5×Nдв = 0,5×0,25 = 0,125 л.

Контроль уровня масла производится жезловым маслоуказателем, который ввинчивается в корпус редуктора при помощи резьбы. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку в верхней части корпуса.

Выбираем смазочный материал. Для этого ориентировочно рассчитаем необходимую вязкость:


где ν50 – рекомендуемая кинематическая вязкость смазки при температуре 50°С;

ν1 =170мм2 /с – рекомендуемая вязкость при v=1м/с для зубчатых передач с зубьями без термообработки;

v=1,2м/с – окружная скорость в зацеплении

Принимаем по табл.10.29 [4] масло И-220А.

И для шестерни, и для зубчатого колеса выберем манжетные уплотнения типа 1 из ряда 1 по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

Список использованной литературы

1. Основы конструирования: Методические указания к курсовому проектированию/ Сост. А.А.Скороходов, В.А Скорых.-СПб.:СПбГУКиТ, 1999.

2. Дунаев П.Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.

3. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Детали машин и основы конструирования, Минск: «Вышейшая школа», 2000.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк., 1991

5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий