Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
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 ηобщ
=ηкп
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
≥Nим
/ηобщ.
(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.
/ωим
=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]: 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]: 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 Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле [4,c.53]: 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]: где Ка
– числовой коэффициент, Ка
=49,5 [4,c.61]; КHβ
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, КHβ
=1 для прямозубых колес [4,c.54]; 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]: 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]: Определяем окружные скорости колес Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 7F [2,c.32]. Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]: - окружная 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 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]: 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]. Определяем ∆σН
3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб
Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни [4,с.67]: где: КFβ
– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев КFβ
=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]: Определяем окружные скорости колес Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 7А [2,c.32]. Определяем силы в зацеплении (3.7, 3.8): - окружная - радиальная 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]: 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
; Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]: где [τк
]=(20…25)МПа Принимаем [τк
]=20МПа. Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа
20 (ГОСТ6636-69): 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 b4
=25мм. Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по 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: М1у
=0; М2у
=0; М3у
= RЕ
y
·0,03; М3у
=22Нм2
; М3у
=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: М1х
=0; М2
= -Fr
2
·0,03 М2х
=-368·0,03; М2х
=-11Нм; М3хслева
=-Fm
2
·0,085-RЕх
·0,055; М3хслева
==-814·0,085-240 ·0,03; М3хслева
=-76Нм; М3х
=- RE
х
·0,055; М3х
=- 2066 ·0,03; М3х
=- 62; М4х
=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]: Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]: Эквивалентный момент: 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
; Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]: где [τк
]=(20…25)Мпа Принимаем [τк
]=20Мпа. Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа
5 (ГОСТ6636-69): 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. b1
=22мм. Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по 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: М1у
=0; М2у
=0; М3у
= RА
y
·0,03; М3у
=3,6Нм2
; М3у
=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: М1х
=0; М2
= -Fm
2
·0,04 М2х
=-130·0,04; М2х
=-5,2Нм; М3хсправа
=-Fm
1
·0,1+RВх
·0,03; М3хсправа
==-130·0,1+40 ·0,03; М3хсправа
=-11,7Нм; М3х
=- RАх
·0,03; М3х
=- 300 ·0,03; М3х
=- 9; М4х
=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]: Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]: Эквивалентный момент: 5.3 Расчет промежуточного вала
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] σв
=730Н/мм2
; Определяем диаметр выходного конца вала из расчёта на чистое кручение где [τк
]=(20…25)Мпа [1,c.161] Принимаем [τк
]=20Мпа. С учетом того, что выходной конец промежуточного вала является валом-шестерней с диаметром выступов 24мм, принимаем диаметр вала под подшипник 25мм. 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: М1у
=0; М2у
=-RCy
·0,03; М2у
=-6Нм; М3услева
=-RCy
·0,09+Fr
1
·0,06; М3услева
=-16,6Нм М3усправа
= Fr
2
·0,03; М3усправа
= 11 М4у
=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; М4у
=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]: Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]: Эквивалентный момент: 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: 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: Условие соблюдается. Определяем напряжения изгиба: σи
=Ми
/W; где W – момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]: σи
=79000/3566=22Н/мм2
. При симметричном цикле его амплитуда равна: σа
= σи
=22Н/мм2
. Определяем напряжения кручения: τк
=Т3-3
/Wк
; где Wк
– момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]: 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]: (Кσ
)D
=( Кσ
/Кd
+ КF
-1)/ Кy
; (Кτ
)D
=( Кτ
/Кd
+ 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: (Кσ
)D
=( 1,6/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,45; (Кτ
)D
=( 1,4/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,28. Определяем пределы выносливости вала [4, c263]: (σ-1
)D
=σ-1
/(Кσ
)D
; (τ-1
)D
=τ-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
; (σ-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]: 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. 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]: Подставив значения в формулы (8.1)-(8.3) проверяем подшипники. Для быстроходного вала: RЕ
=323х1,1=355Н; Для промежуточного вала: RЕ
=1419х1,1=1560Н; Для тихоходного вала: RЕ
=2118х1,1=2330Н; 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
|