Редуктор двухступенчатый соосный Исходные данные для проектирования Выходная мощность Рвых = 1,1 кВт; число оборотов выходного вала nвых = 35; режим работы – тяжелый; срок службы привода – 3 года (рабочих дней – 300, одна смена длится 8 часов, число смен работы – 3); передаточное число редуктора Uр = 14; первая ступень редуктора – прямозубая; разработать рабочий чертеж большего шкива клиноременной передачи. 1. Выбор электродвигателя (ЭД) и расчет основных параметров для всех ступеней передачи 1) Мощность на валу электродвигателя передается всем приводом, состоящим из клиноременной передачи и редуктора. Ее значение определяем по потребной мощности: где Р – требуемая мощность электродвигателя, кВт Рвых – требуемая мощность на выходном валу привода, кВт hобщ – общий КПД привода, где h12 , h34 , h56 – КПД первой, второй и третьей ступени привода соответственно. В соответствии с рекомендациями с. 3 [1] принимаем: h12 = 0,96 h34 = h56 = 0,98 Тогда: кВт По табл. 1.1 (с. 4, [1]) принимаем асинхронный короткозамкнутый обдуваемый двигатель 4А80В4У3 с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, мощностью Рдв = 1,5 кВт и асинхронной частотой 1415 об/мин. 2) Передаточное число привода определяется из выражения: где nдв – асинхронная частота вращения вала ЭД, об/мин nвых – заданная частота вращения выходного вала привода, об/мин. Тогда: Передаточное число клиноременной передачи: 3) Общее передаточное число редуктора определяется из выражения: где UБ – передаточное число первой (быстроходной) ступени редуктора, UТ – передаточное число второй (тихоходной) ступени редуктора. По рекомендациям табл. 1.4 (с. 8, [1]) принимаем: Принимаем UТ = 3,5. Тогда: Тогда: – разбивка произведена точно. 4) Определяем расчетные параметры для ступеней привода. Расчетная мощность на валах привода определяется по формулам: РI = Рдв ; РII = РI ×h12 ; РIII = РII ×h34 ; РIV = РIII ×h56 где Рдв – мощность на валу электродвигателя, кВт; h12 , h34 , h56 , – КПД соответствующих ступеней привода. Частота вращения валов привода определяется из соотношений: nI = nдв ; ; ; где nдв – асинхронная частота вращения вала привода, об/мин; n I – IV – частоты вращения соответствующих валов привода, об/мин. Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле: , Н×м, где Р – мощность, передаваемая валом, кВт; n – частота вращения вала, об/мин. Все расчеты по вышеприведенным формулам сведем в таблицу 1.1. Таблица 1.1 Номер вала КПД ступени привода Мощность на валу Р, кВт Передаточное число U Частота вращения вала, об/мин Крутящий момент на валу, Н×м I 0,96 - 1,5 2,89 - 1415 10,1 II 0,98 1,44 4 490 28,1 III 0,98 1,41 3,5 122,5 110 IV - 1,38 - 35 376,5 2. Расчет зубчатых передач редукторов 2.1 Расчет тихоходной ступени редуктора Расчет зубчатых передач нашего редуктора начинаем с расчета тихоходной ступени, поскольку в соосных редукторах она нагружена больше, нежели быстроходная ступень. Суммарное время работы привода в часах определяется по формуле: где Lгод – срок службы привода, лет; С – число смен работы привода; 300 – количество рабочих дней в году; 8 – число рабочих часов за одну смену. Тогда: ч. Выбор термической обработки заготовок По табл. 2.2 (с. 10, [1]) выбираем материал для изготовления зубчатых колес – сталь 12ХН3А. Принимаем твердость рабочих поверхностей зубьев > НВ 350. В этом случае зубья во время работы не прирабатываются и обеспечивать разность твердостей зубьев шестерни и колеса не требуется. Выбираем термообработку – улучшение + цементация + закалка. Твердость поверхности HRC 56…63, сердцевины НВ 300…400. Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений 1) Средние значения твердостей зубьев: 2) Предельные характеристики материалов: sВ = 1000 МПа, sТ = 800 МПа (см. табл. 2.2, [1]). 3) Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость: (см. табл. 2.5, [1]). В этих формулах: sОН – длительный предел контактной выносливости МПа (см. табл. 2.6, [1]); SН – коэффициент безопасности, SН = 1,2 (см. табл. 2.6, [1]). Тогда: МПа. NНО – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости; NНО = 200×106 (рис. 2.1, [1]); NНЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на контактную выносливость: КНЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы КНЕ = 0,5 (табл. 2.4, [1]); NS – суммарное число циклов перемены напряжений где ni – частота вращения i-го зубчатого колеса. Для шестерни: NS1 = 60×21600×122,5 = 158,8×106 циклов Для колеса: NS2 = 60×21600×35 = 45,4×106 циклов Таким образом, циклов циклов Так как NНЕ1 < NНО и NНЕ2 < NНО , то: МПа МПа В качестве принимаем меньшее из и , т.е. = 1330 МПа. Предельное допускаемое напряжение определим по формуле: МПа Условие < выполняется. 4) Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость: (см. табл. 2.5, [1]). В этих формулах: sО F – длительный предел изгибной выносливости МПа (см. табл. 2.6, [1]); SF – коэффициент безопасности, SF = 1,55 (см. табл. 2.6, [1]). Тогда: МПа. NFЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость: КFЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы КFЕ = 0,2 (табл. 2.4, [1]); Таким образом, Для шестерни: циклов Для колеса: циклов Так как NF Е1 > 4×106 циклов и NF Е2 > 4×106 циклов, то принимаем NF Е1 = NF Е2 = 4×106 циклов. Тогда: МПа Так как МПа (табл. 2.6, [1]), то условие < выполняется. Определение коэффициента нагрузки По рекомендациям стр. 21 и 24 ([1]) принимаем для 7–9 степени точности зубчатых колес и соосной схемы редуктора: – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость = 1,75; – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость = 1,8. Проектирование зубчатой передачи 1) Определение предварительного значения межосевого расстояния производим по формуле: , мм Здесь: Т2 – номинальный вращающий момент на валу колеса, Н×м; U – передаточное число; КН – коэффициент расчета на контактную выносливость; yba – коэффициент ширины зубчатых колес передачи, yba = 0,4 (см. табл. 2.9 с. 18, [1]); – допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость, МПа. Тогда: мм По табл. 3.2 (с. 22, [1]) принимаем аw = 100 мм. 2) Определение рабочей ширины зубчатых колес. Рабочая ширина колеса: мм (в соответствии с ГОСТ 6636–69). Ширина шестерни: b1 = b2 + (2…4) = 40 + 4 = 44 мм. По ГОСТ 6636–69 принимаем b1 = 45 мм. 3) Определение ориентировочного значения модуля производим по формуле: m = (0,01…0,02)×аw = 1,0…2,0 мм. По табл. 3.3 (с. 22, [1]) принимаем m = 2 мм. 4) Суммарное число зубьев: 5) Число зубьев зубчатых колес: шестерни , принимаем z1 = 22 колеса = 100 – 22 = 78 6) Определяем фактическое значение передаточного числа: Ошибка: % = 1,4% < 4%, что допустимо. Проверка зубьев на выносливость при изгибе 1) Проверка колеса на выносливость при изгибе производится по формуле: где YF 2 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса. По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес YF 2 = 3,6. Тогда: МПа < МПа 2) Напряжение в опасном сечении зуба шестерни: где YF 1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни. По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес YF 1 = 3,9. Тогда: МПа < МПа Определение основных параметров зубчатого зацепления 1) Диаметры делительных окружностей: мм мм Проверка: мм – равенство выполняется. 2) Диаметры окружностей вершин: мм мм 3) Диаметры окружностей впадин: мм мм Силы, действующие в зацеплении 1) Окружная сила: Н 2) Радиальная сила: Н 2.2 Расчет быстроходной ступени редуктора Выбор термической обработки заготовок Для уменьшения сортамента материала, применяемого при изготовлении редуктора, для изготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора применяем ту же сталь, что и тихоходной ступени редуктора, а именно сталь 12ХН3А с цементацией после улучшения и закалки. Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений 1) Средние значения твердостей зубьев: (см. выше) 2) Предельные характеристики материалов: sВ = 1000 МПа, sТ = 800 МПа (см. табл. 2.2, [1]). 3) Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость: (см. табл. 2.5, [1]). В этих формулах: sОН – длительный предел контактной выносливости МПа (см. табл. 2.6, [1]); SН – коэффициент безопасности, SН = 1,2 (см. табл. 2.6, [1]). Тогда: МПа. NНО – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости; NНО = 200×106 (рис. 2.1, [1]); NНЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на контактную выносливость: КНЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы КНЕ = 0,5 (табл. 2.4, [1]); NS – суммарное число циклов перемены напряжений где ni – частота вращения i-го зубчатого колеса. Для шестерни: NS1 = 60×21600×490 = 635×106 циклов Для колеса: NS2 = 60×21600×122,5 = 158,8×106 циклов Таким образом, циклов циклов Так как NНЕ1 > NНО , то и NНЕ1 = NНО = 200×106 , и тогда: МПа МПа В качестве принимаем меньшее из и , т.е. = 1330 МПа. МПа. Условие < выполняется. 4) Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость: (см. табл. 2.5, [1]). В этих формулах: sО F – длительный предел изгибной выносливости МПа (см. табл. 2.6, [1]); SF – коэффициент безопасности, SF = 1,55 (см. табл. 2.6, [1]). Тогда: МПа. NFЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость: КFЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы КFЕ = 0,2 (табл. 2.4, [1]); Таким образом, Для шестерни: циклов Для колеса: циклов Так как NF Е1 > 4×106 циклов и NF Е2 > 4×106 циклов, то принимаем NF Е1 = NF Е2 = 4×106 циклов. Тогда: МПа Так как МПа (табл. 2.6, [1]), то условие < выполняется. Определение коэффициента нагрузки 1) Определяем коэффициент ширины быстроходной ступени по формуле: где U – передаточное число быстроходной ступени, U = 4; аw – межосевое расстояние, полученное при расчете тихоходной ступени, аw = 100 мм; КН – коэффициент концентрации нагрузки при расчете на контактную выносливость. По рекомендациям на с. 21 ([1]), КН = 1,75; Т2 – крутящий момент на валу шестерни быстроходной ступени, Т2 = 110 Н×м. Подставляя значения в формулу, получаем: Принимаем yba = 0,2 (см. рекомендации с. 26, [1]). Коэффициент нагрузки на изгибную выносливость принимаем по рекомендациям на с. 24 ([1]) КF = 1,8. Проектирование зубчатой передачи 1) Межосевое расстояние получаем из расчета тихоходной ступени редуктора: аw = 100 мм. 2) Определение рабочей ширины зубчатых колес. Рабочая ширина колеса: мм. По ГОСТ 6636–69 принимаем b2 = 20 мм. Ширина шестерни: b1 = b2 + (2…4) = 20 + 2 = 22 мм (в соответствии с ГОСТ 6636–69). 3) Определение ориентировочного значения модуля производим по формуле: m = (0,01…0,02)×аw = 1,0…2,0 мм. По табл. 3.3 (с. 22, [1]) принимаем m = 2 мм. 4) Суммарное число зубьев: 5) Число зубьев зубчатых колес: шестерни , принимаем z1 = 20 колеса = 100 – 20 = 80 6) Определяем фактическое значение передаточного числа: Проверка зубьев на выносливость при изгибе 1) Проверка колеса на выносливость при изгибе производится по формуле: где YF 2 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса. По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес YF 2 = 3,6. Тогда: МПа < МПа 2) Напряжение в опасном сечении зуба шестерни: где YF 1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни. По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес YF 1 = 3,9. Тогда: МПа < МПа Определение основных параметров зубчатого зацепления 1) Диаметры делительных окружностей: мм мм Проверка: мм – равенство выполняется. 2) Диаметры окружностей вершин: мм мм 3) Диаметры окружностей впадин: мм мм Силы, действующие в зацеплении 1) Окружная сила: Н 2) Радиальная сила: Н 3. Проектирование ременной передачи Ременная передача – это вид механической передачи, осуществляемой при помощи ремня, натянутого на шкивы. Передача крутящего момента происходит посредством силы трения, возникающей между шкивами и ремнем при его натяжении. Клиноременная передача – частный случай ременной передачи с ремнем в сечении трапецеидальной формы (клиновых). Благодаря повышенному сцеплению со шкивами, обусловленному эффектом клина, несущая способность клиновых ременных передач выше, чем плоскоременных. Поэтому в нашем курсовом проекте мы будем использовать передачу с клиновым ремнем. 3.1 Расчет ременной передачи 1) Выбираем сечение ремня. По графику рис. 11 ([2]) выбираем ремень сечением А с размерами (см. табл. 1, [2]): Wр = 11 мм, W = 13 мм, Т0 = 8 мм, площадью сечения А = 81 мм2 , масса одного метра длины ремня = 0,105 кг/м, минимальный диаметр ведущего шкива dmin = 90 мм. 2) Определяем диаметры шкивов. С целью увеличения рабочего ресурса передачи принимаем d1 > dmin . Из стандартного ряда ближайшее большее значение d1 = 100 мм. Расчетный диаметр ведомого (большего) шкива: где x – коэффициент скольжения, x = 0,01; U – передаточное число клиноременной передачи, U = 2,89 (см. раздел 1 КП). Тогда: мм Округляем d2 до ближайшего стандартного значения. Тогда: d2 = 280 мм. Уточняем передаточное число клиноременной передачи: Отличие от заданного передаточного числа: % = 2,1% < 5%, что допустимо. 3) Межосевое расстояние ременной передачи: мм мм Принимаем промежуточное стандартное значение а = 300 мм. 4) Определяем расчетную длину ремня: мм Ближайшее стандартное значение по табл. 1 ([2]): Lр = 1250 мм. 5) Уточняем межосевое расстояние: где мм мм Тогда: мм Принимаем ауточн = 315 мм. 6) Для установки и замены ремней предусматриваем возможность уменьшения а на 3% (т.е. на 0,03×315 = 9,5 мм). Для компенсации удлинения ремней во время эксплуатации предусматриваем возможность увеличения а на 5,5% (т.е. на 0,055×315 = 17,3 мм). 7) Определяем угол обхвата ремнями ведущего шкива: 8) Для определения числа ремней определяем коэффициенты: угла обхвата Сa = 0,91 (табл. 6, с. 22, [2]); длины ремня СL = 0,96 (табл. 8, с. 23, [2], Lр = 1250 мм); режима работы Ср = 1,6 (табл. 10, с. 24, [2], режим тяжелый, число смен работы – три); числа ремней Сz = 0,95 (табл. 4, с. 20, [2], приняв ориентировочно z = 2…3). По табл. 7 (с. 22, [2]) находим номинальную мощность Р0 = 1,494 кВт, передаваемую одним ремнем сечением А с расчетной длиной Lр = 2240 мм, при d1 = 100 мм, Uуточн = 2,83 и n1 = 1415 об/мин. Определяем расчетную мощность, передаваемую одним ремнем: кВт. Определяем число ремней: Принимаем число ремней z = 2. 9) Окружная скорость ремней: м/с 10) Начальное натяжение каждой ветви одного ремня: Н где q = 0,105 – коэффициент центробежных сил (табл. 11, с. 24, [2]). 11) Силы, действующие на валы и опоры: Н 12) Средний рабочий ресурс принятых ремней: ч где Тср = 2000 ч (ресурс работы ремней по ГОСТ 1284.2–89); К1 = 0,5 – коэффициент для тяжелого режима работы; К2 = 1 – коэффициент климатических условий. 13) Суммарное число ремней zS , необходимое на весь срок службы привода Lпр = 21 600 ч: шт. 14) По результатам расчетов принят: Ремень А – 1250 Ш ГОСТ 1284.1–80 – ГОСТ 1284.3–80. 3.2 Конструирование шкива В соответствии с заданием необходимо сконструировать ведомый (больший) шкив. Эскиз шкива приведен на рис. 2. Рис. 2 Эскиз шкива ременной передачи Для ремня сечением А по табл. 12 (с. 27, [2]) выбираем размеры профиля канавок шкива: f = 10 мм, е = 15 мм, lр = 11 мм, h = 8,7 мм, b* = 3,3 мм. С учетом того, что количество ремней z = 2, конструктивно ширина шкива получается равной 35 мм: мм По ГОСТ 6636–69 принимаем М = 36 мм. В соответствии с расчетом диаметр шкива dр = d2 = 280 мм. Наружный диаметр шкива мм. Принимаем для изготовления шкива чугун СЧ 15 ГОСТ 1412–85. Толщина обода d для чугунного шкива: мм Принимаем d = 10 мм. Внутренний диаметр обода шкива: мм Толщина диска шкива: мм Принимаем С = 14 мм. Диаметр вала: мм По конструктивным соображениям принимаем dв = 22 мм. Диаметр ступицы для чугунных шкивов: мм Принимаем dст = 36 мм. Длина ступицы: мм По конструктивным соображениям принимаем lст = 36 мм. Для снижения массы шкивов и удобства транспортировки в диске выполним 6 отверстий диаметром dотв = 20 мм. Диаметр окружности, на котором выполняем отверстия, принимаем равным 206 мм (по конструктивным соображениям). Для передачи вращающего момента от шкива на ведущий вал редуктора предусматриваем шпоночное соединение. Поскольку диаметр вала = 22 мм, то принимаем шпонку (прил. 2, с. 57 [2]) сечением b´h = 6´6 мм при стандартной глубине паза ступицы t2 = 2,8 мм (общая глубина паза ступицы проектируемого шкива 6,3 мм). Для исключения концентрации напряжений между ступицей шкива и диском шкива предусматриваем скругление радиусом = 8 мм. Для более легкого захода вала редуктора в шкив предусматриваем фаски глубиной 2 мм. На наиболее важные параметры шкива назначаем посадки (Н7 – для диаметра вала, Js7 – для шпоночного паза) и отклонения размеров (+0,2 мм для глубины паза ступицы). На отдельные поверхности шкива назначаем шероховатости: на диаметр отверстия ступицы 1,6 мкм; на торцы шкива 3,2 мкм; на рабочие поверхности канавок шкива 2,5 мкм; на боковые (рабочие) поверхности шпоночного паза 1,6 мкм; на нерабочую поверхность шпоночного паза 3,2 мкм; неуказанная шероховатость 25 мкм. На наиболее важные поверхности шкива назначаем допуски и отклонения формы: цилиндричность 0,007 мм (допуск на размер 22Н7 равен 21 мкм); перпендикулярность 0,02 мм; параллельность 0,02 мм; симметричность 0,08 мм. Все отклонения формы (кроме цилиндричности) назначаются относительно базовой поверхности А (диаметра отверстия ступицы). 4. Предварительная компоновка редуктора 4.1 Предварительный расчет валов Предварительный расчет валов выполняется для ориентировочного определения их диаметров и размещения валов в корпусе редуктора вместе с подшипниками и зубчатыми колесами. Диаметр вала определяем из условия прочности: где t – напряжения кручения вала, МПа, [t] – допускаемые напряжения кручения вала, [t] = 25 МПа, Т – момент на валу, Н×м, D – диаметр вала, мм. Тогда: , мм Определяем диаметры: – на входном валу мм, принимаем dII = 18 мм; – на промежуточном валу мм, принимаем dIII = 28 мм; – на выходном валу мм, принимаем dIV = 45 мм. По конструктивным соображениям (см. проектирование шкивов ременной передачи) диаметр входного вала принимаем = 22 мм, диаметр под подшипниками выбираем = 25 мм. Диаметр промежуточного вала оставляем = 28 мм, диаметры под подшипники принимаем = 30 мм, диаметр под зубчатым колесом быстроходной ступени = 36 мм, тихоходную оформляем как вал – шестерню. Диаметр выходного вала оставляем = 45 мм, диаметры под подшипники принимаем = 50 мм, диаметр под зубчатым колесом = 56 мм. 4.2 Предварительный выбор подшипников Предварительный выбор подшипников производим по диаметру, назначенному под подшипники на соответствующем валу. По возможности принимаем особолегкую и легкую серию, чтобы при проверочном расчете была возможность перейти на среднюю или тяжелую серии, если будет необходимо. 1) На входном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии №205 по ГОСТ 8338–75 с d = 25 мм, D = 52 мм, В = 15 мм, r = 1,5 мм, dш » 8 мм, С = 14000 Н, С0 = 6950 Н; 2) На промежуточном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии №306 по ГОСТ 8338–75 с d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм, r = 2,0 мм, dш » 12 мм, С = 28100 Н, С0 = 14600 Н; 3) На выходном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии №210 по ГОСТ 8338–75 с d = 50 мм, D = 90 мм, В = 20 мм, r = 2,0 мм, dш » 13 мм, С = 35100 Н, С0 = 19800 Н. 4.3 Проектирование шпоночных соединений и проверка их прочности Исходя из эскизной компоновки редуктора, выбираем шпонки на валах редуктора: 1) На входном валу принимаем шпонку длиной l = 36 мм, шириной b = 6 мм, высотой h = 6 мм, глубинами паза вала t1 = 3,5 мм и втулки t2 = 2,8 мм; 2) На промежуточном валу принимаем шпонку длиной l = 28 мм, шириной b = 10 мм, высотой h = 8 мм, глубинами паза вала t1 = 5,0 мм и втулки t2 = 3,3 мм; 3) На выходном валу: - под зубчатым колесом принимаем шпонку длиной l = 45 мм, шириной b = 16 мм, высотой h = 10 мм, глубинами паза вала t1 = 6,0 мм и втулки t2 = 4,3 мм; - под муфтой принимаем шпонку длиной l = 56 мм, шириной b = 14 мм, высотой h = 9 мм, глубинами паза вала t1 = 5,5 мм и втулки t2 = 3,8 мм. После подбора шпонок выполняются проверочные расчеты на прочность по напряжениям смятия и среза. Условие прочности при расчете на смятие: где d – диаметр вала под шпонкой, мм; b, h, l, t1 – геометрические размеры шпонки, мм; Т – крутящий момент на валу, Н×мм; [s]см – допускаемые напряжения смятия, МПа (для стальной ступицы [s]см = 120 МПа, для чугунной ступицы [s]см = 70 МПа). Условие прочности при расчете на срез: где [t]ср – допускаемые напряжения среза, МПа (для стальной ступицы [t]ср = 70 МПа, для чугунной ступицы [t]ср = 40 МПа). Проверяем шпонки по условиям прочности: 1) На входном валу МПа МПа МПа МПа 2) На промежуточном валу МПа МПа МПа МПа 3) На выходном валу - под зубчатым колесом МПа МПа МПа МПа - под муфтой МПа МПа МПа МПа Подбор шпонок произведен правильно. 4.4 Подбор муфты Для соединения редуктора с транспортирующим устройством принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Эта муфта позволяет компенсировать смещение и несоосность соединяемых валов. По таблице 7.1 (с. 56, [1]) принимаем муфту 500–45–1-У3 ГОСТ 21424–93 с номинальным вращающим моментом Тном = 500 Н×м, типа 1, с диаметром цилиндрического конца вала 45 мм и отклонением по Н8, климатического исполнения У категории 3, наружным диаметром D £ 170 мм, общей длиной L £ 226 мм, длиной посадочного места полумуфты l = 110 мм. Допускаемые смещения концов полумуфт: - осевое – 5,0 мм; - радиальное – 0,3 мм; - угловое – 1°. 4.5 Выбор типа смазки Так как окружные скорости колес быстроходной и тихоходной ступеней нашего редуктора составляют 1,0 м/с и 0,3 м/с соответственно, то тип смазки выбираем так: 1) Зубчатых колес редуктора – окунанием в масляную ванну зубчатых колес тихоходной и быстроходной ступеней редуктора на величину ³ 10 мм каждое. По табл. 95 (с. 160, [3]) принимаем масло индустриальное И-50А по ГОСТ 20779–88. Для успешного отвода тепла от зубчатых колес количество масла должно быть не менее 0,5…0,8 л на 1кВт мощности, т.е. не меньше 0,9 л в нашем случае. 2) Подшипников – пластичной смазкой ЦИАТИМ-202 по ГОСТ 11110–75. 5. Проверочный расчет промежуточного вала 5.1 Определение опорных реакций Определение опорных реакций в подшипниках начинаем с определения расчетной схемы вала. Для этого вычерчиваем в масштабе вал и прикладываем к нему окружные и радиальные силы в середине ступиц зубчатых колес (рис. 3). Точки приложения реакций опор– в середине посадочных мест под подшипники. Крутящий момент передается валом в пространстве между серединами посадочных мест под зубчатые колеса и составляет Мкр = 110 Н×м. Строим эпюру крутящих моментов (см. рис. 3). Определение реакций в подшипниках от действия окружных сил и построение эпюры моментов от действия этих сил Согласно проектным расчетам зубчатых зацеплений, на промежуточный вал действуют следующие окружные силы: – от быстроходной передачи Ft Б = 1375 Н; – от тихоходной передачи Ft Т = 4827 Н. Расчетная схема приведена на рис. 3. Составляем уравнения статики: Н Н Проверка: – реакции определены правильно. Строим эпюру моментов Му (см. рис. 3). Определение реакций в подшипниках от действия радиальных сил и построение эпюры моментов от действия этих сил Согласно проектным расчетам зубчатых зацеплений, на промежуточный вал действуют следующие радиальные силы: – от быстроходной передачи Fr Б = 500,5 Н; – от тихоходной передачи Fr Т = 1757 Н. Расчетная схема приведена на рис. 3. Составляем уравнения статики: Н Н Проверка: – реакции определены правильно. Строим эпюру моментов Мz (см. рис. 3). 5.2 Проверочный расчет подшипников При проектировочном расчете валов на промежуточном валу мы приняли шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии №306 по ГОСТ 8338–75 с динамической грузоподъемностью С = 28100 Н и статической грузоподъемностью С0 = 14600 Н. Подшипник в опоре В нагружен большими силами, поэтому проверочный расчет выполняем для него. Радиальную силу в подшипнике определим по формуле: Н Для радиальных шарикоподшипников величину эквивалентной нагрузки определяем по формуле: где X и Y – коэффициенты отношения осевой нагрузки к радиальной, в нашем случае Fа = 0, и Y = 0, Х = 1; V – коэффициент вращения, V = 1 (т. к. вращается внутреннее кольцо); Кб – коэффициент безопасности, по табл. 9.4 (с. 72, [1]) выбираем Кб = 1,3; Кт – температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипниковых узлов < 100°С Кт = 1. Тогда: Н Номинальную долговечность вычисляем по формуле: , млн. об. где m = 3 для шарикоподшипников. Тогда: млн. об. Долговечность подшипника в часах: ч ³ tS = 21600 ч Подшипники подобраны правильно. 5.3 Расчет вала на усталостную прочность Расчет на усталостную прочность производим для двух наиболее опасных сечений вала: I–I и II–II (см. рис. 3). Определяем изгибающие моменты, действующие в опасных сечениях вала: - в сечении I–I Н×м Н×м Н×м - в сечении II–II: Н×м Н×м Н×м Крутящий момент в обоих сечениях составляет Мкр = 110 Н×м. Расчет на усталостную прочность проводится в форме определения коэффициента запаса прочности n для опасных сечений вала. Условие прочности имеет вид: где [n] – требуемый коэффициент запаса прочности. По рекомендациям с. 76 ([1]) принимаем [n] = 3; ns и nt – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: где s-1 и t-1 – пределы выносливости материала вала при изгибе и при кручении с симметричным знакопеременным циклом нагружения. По рекомендациям с. 76 ([1]) для стали 12ХН3А принимаем: МПа МПа; sа ; tа и sm ; tm – амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений. Обычно напряжения в поперечном сечении вала при изгибе изменяются по симметричному циклу, а при кручении – по пульсирующему (отнулевому) циклу. Тогда: ; ; ys и yt – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения. По ГОСТ 25.504–82 рекомендуется принимать: Кs и Кt – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении; es и et – коэффициенты, учитывающие влияние поперечных размеров вала; b – коэффициент поверхностного упрочнения, для неупрочненных валов b = 1. 1) Сечение I– I. Моменты сопротивления изгибу и кручению сечения: м3 м3 Напряжения в сечении: МПа; МПа. Коэффициенты: Кs = 3,5 (табл. 12.1, с. 78 [1]) Кt = 2,1 (табл. 12.1, с. 78 [1]) es = 0,746 (табл. 12.2, с. 79 [1]) et = 0,792 (табл. 12.2, с. 79 [1]) Коэффициенты запаса прочности: – условие прочности выполняется. 2) Сечение II– II. Моменты сопротивления изгибу и кручению сечения: м3 м3 Напряжения в сечении: МПа; МПа. Коэффициенты: Кs = 2,0 (табл. 12.1, с. 78 [1]) Кt = 1,9 (табл. 12.1, с. 78 [1]) es = 0,746 (табл. 12.2, с. 79 [1]) et = 0,792 (табл. 12.2, с. 79 [1]) Коэффициенты запаса прочности: – условие прочности выполняется. Таким образом, усталостная прочность промежуточного вала обеспечивается. 6. Конструирование корпуса редуктора. Поскольку редуктор работает в тяжелом режиме, то материал для изготовления корпуса редуктора принимаем СЧ 20 ГОСТ 1412–85. Основные размеры корпуса редуктора принимаем по следующим зависимостям: - толщина стенки основания корпуса мм, принимаем мм; - толщина стенки крышки корпуса мм, принимаем мм; - толщина ребра в основании мм; - толщина подъемного уха мм, принимаем мм; - диаметр стяжного болта мм, принимаем мм; - диаметр штифта мм, принимаем ; - толщина фланца по разъему мм; - диаметр фундаментного болта мм, принимаем мм; - толщина лапы для крепления к полу мм. Литература 1. Детали машин и основы конструирования. Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов IV курса.– М.: РГОТУПС, 2004. – 100 с. 2. Детали машин и основы конструирования. Расчет ременных передач. Расчет цепных передач. Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов IV курса.–М.: РГОТУПС, 2005. – 64 с. 3. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х т.: Т. 2. – 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001. – 912 с., илл.