Расчет и проектирование привода лебедки

Министерство сельского хозяйства и продовольствия Республики Беларусь

УО «Белорусская государственная сельскохозяйственная академия»

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту по «Деталям машин и основам конструирования»

Тема: Расчет и проектирование привода лебедки

Выполнил:

студент гр.

специальность

Проверил:

2009

Содержание

Введение

1. Кинематический и силовой расчет

2. Расчет косозубой передачи

3. Расчет шевронной передачи

4. Расчет валов редуктора

5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

6. Подбор и проверочный расчет шпонок

7. Определение конструктивных размеров зубчатой передачи

8. Определение конструктивных размеров корпуса

9. Определение конструктивных размеров крышек подшипников

10. Выбор масла, смазочных устройств

16. Выбор и проверочный расчет муфт

17. Сборка редуктора

18. Техника безопасности

Список использованной литературы

Введение

В создании материально-технической базы значительная роль отводится подъемно-транспортному машиностроению, перед которым поставлена задача широкого внедрения во всех областях народного хозяйства комплексной механизации и автоматизации производственных процессов, ликвидации ручных погрузочно-разгрузочных работ и исключения тяжелого ручного труда при выполнении основных и вспомогательных производственных операций. Современные поточные технологические и автоматизированные линии, межцеховой и внутрицеховой транспорт, погрузочно-разгрузочные операции органически связаны с применением разнообразных грузоподъемных машин и механизмов, обеспечивающих непрерывность и ритмичность производственных процессов.

Правильный выбор грузоподъемного оборудования является основным фактором нормальной работы и высокой эффективности производства. Нельзя обеспечить устойчивый ритм производства на современной ступени его интенсификации без согласованной и безотказной работы современных средств механизации внутрицехового и межцехового транспортирования сырья, полуфабрикатов и готовой продукции на всех стадиях обработки и складирования. Успешно осуществляется переход от применения отдельных видов подъемно-транспортной техники к внедрению высокопроизводительных комплексов. Создаются принципиально новые системы грузоподъемных машин для комплексной механизации и автоматизации погрузочно-разгрузочных, транспортных и складских работ. Современные высокопроизводительные грузоподъемные машины, имеющие высокие скорости и большую грузоподъемность, появились в результате постепенного совершенствования машин в течение долгого времени.

В грузоподъемных машинах применяют электропривод с двигателями постоянного и переменного тока. Основным преимуществом двигателей постоянного тока является возможность регулирования скорости в широких пределах и получения механических характеристик, наиболее полно удовлетворяющих требованиям, предъявляемым к работе грузоподъемных машин. Кроме того, двигатели постоянного тока обладают большей перегрузочной способностью и более напряженным режимом работы.

Электропривод с двигателем переменного тока по сравнению с приводом постоянного тока обладает более низкой стоимостью и меньшими затратами при эксплуатации, вследствие более простой и надежной конструкции. Кроме того, электродвигатели переменного тока получают электроэнергию непосредственно из сети, а для электродвигателей постоянного тока требуются индивидуальные или цеховые преобразовательные устройства.

Примерный вид привода лебедки приведен на рис.1

Рис.1 Примерная схема привода лебедки

где: 1-двухступенчатый редуктор, 2-электродвигатель, 3-ограничитель подъема.

Кинематическая схема заданного привода лебедки приведена на рис.2.

Вращение привода передается от вала электродвигателя 1 к выходной муфте 4 через входную муфту 2 и двухступенчатый редуктор 3.

Рис.2 Кинематическая схема привода лебедки.

1. Кинематический и силовой расчет

Исходные данные:

- вращающий момент на выходном валу Т₃ =1260Нм;

- угловая скорость выходного вала ω₃ =4с^-1 ;

Определяем мощность на выходном валу Р₃ = Т₃ х ω₃ =1260х4=5040Вт.

Определяем общий КПД привода по схеме привода

η_общ =η_кп η_шп η_м η_п (1.1)

где [1, с.5, табл.1.1]: η_кп =0,97- КПД косозубой передачи;

η_шп =0,97 - КПД шевронной передачи;

η_м =0,98² – потери в муфтах;

η_п =0,99³ - коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках 3-х валов.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим:

η_общ. =0,97*0,97*0,98² *0,99³ =0,877

Определяем мощность, необходимую на входе [1,с.4]

Р_тр =Р₃ /η_общ. (1.2)

где Р_тр – требуемая мощность двигателя:

Р_тр =5,04/0,877=5,75кВт

Выбираем электродвигатель [1,с.390,табл. П1,П2]

Пробуем двигатель 4А132М6У3:

Р_дв. =7,5кВт;

n_с =1000об/мин;

S=1,3%

d_дв. =38мм.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:

n_ном =n_c ·(1-S); n_ном =1000·(1-0,013);

n_ном =870 об/мин

По формуле (2.4) определяем угловую скорость вала двигателя

ω_дв =πn_дв /30=π*870/30=91,1рад/с;

Определяем общее передаточное число привода

U=ω_дв. /ω₃ =91,1/4=22,8

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

U_общ. =U₁ · U₂ ; (1.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.1.2]:

U₁ =5;

тогда

U₂ = U_общ. /U₁ ;

U₂ =4,56, что входит в рекомендуемые пределы

Принимаем U₂ =4,5.

Тогда уточняем передаточное число привода по формуле (2.3):

U_общ. =5х4,5=22,5

Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А136М6 с d_вых =38мм.

Угловые скорости определяем по формуле

ω=πn/30 (1.4)

По схеме привода (рис.2) и формуле (1.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n₁ = n_дв

n₂ = n_дв /U₁ =870/5=174об/мин;

ω₂ =πn₂ /30=π*174/30=18,2 рад/с;

n₃ = n₂ /U₂ =174/4,5=38,7 об/мин;

ω₃ =πn₃ /30=π*38,7/30=4 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

Р₁ =Р_дв η_м =7,5*0,98=7,35 кВт;

Р₂ =Р₁ η_кп η_п =7,35*0,97*0,99² =7,06 кВт;

Р₃ =Р₂ η_шп η_п =7,06*0,97*0,99=6,78 кВт.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле

(Нм) (1.5)

;

;

;

.

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Параметры кинематического расчета Таблица 1

2. Расчет косозубой передачи

2.1 Исходные данные

Мощность на валу шестерни и колеса Р₁ =7,35 кВт

Р₂ =7,06 кВт

Вращающий момент на шестерне и колесе Т₁ =80,7 Нм

Т₂ =388 Нм

Передаточное число U=5

Частота вращения шестерни и колеса n₁ =870 об/мин

n₂ =174 об/мин

Угловая скорость вращения шестерни и колеса ω₁ =91,1 рад/с

ω₃ =18,2 рад/с

Угол наклона зубьев β₁ =13˚

Расположение колес относительно опор симметричное.

2.2 Расчет параметров зубчатой передачи

Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:

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

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

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:

(2.1)

где σ_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К_HL – коэффициент долговечности;

[S_H ] – коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: К_HL =1; [S_H ] =1,1.

Определяем σ_Hlimb по табл.3.2 [1,c.34]:

σ_Hlimb =2НВ+70; (2.2)

σ_{Hlimb 1} =2×270+70; σ_{Hlimb 1} =610МПа;

σ_{Hlimb 2} =2×250+70; σ_{Hlimb 1} =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (3.1) получим

; МПа;

; МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:

(2.3)

;

МПа.

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:

(2.4)

де К_а – числовой коэффициент;

К_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- коэффициент ширины;

Т₂ – вращающий момент на колесе

Выбираем коэффициенты:

К_а =43 [1,c.32];

К_Hβ =1,1 [1,c.32,табл.3.1];

=0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [1,c.36];

Т₂ =388Нм.

Подставив значения в формулу (3.4) получим:

; мм;

Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]

мм.

Определяем модуль [1,c.36]:

(2.5)

;

;

Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль m_n =2,0мм [1,c.36]

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

(2.6)

Так как β=13º (β=8º…12º), тогда cosβ=0,974

; ;

Принимаем зуба.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [1,c.37]:

;

; ;

;

; .

Уточняем фактическое передаточное число

;

;

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [1,c.37]:

(2.8)

; мм;

; мм.

Проверяем межосевое расстояние

(2.9)

; мм.

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам:

; ;

; ; (2.10)

; (2.11)

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

; мм.

Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψ_ba <0,4)

;

; ;

0,315>0,223

Значит, условие выполняется.

Определяем окружные скорости колес

; м/с;

;

; м/с;

м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 8В [1,c.32].

Определяем фактическое контактное напряжение по формуле (3.6) [1,c.31]

(2.12)

где К_Н – коэффициент нагрузки:

К_Н =К_Нά × К_Нβ × К_{Н u} ;

К_Нά – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

К_Нβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;

К_{Н u} - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Уточняем коэффициент нагрузки

К_Нά =1,01; [1,c.39, табл.3.4]

К_{Н u} =1; [1,c.40, табл.3.6]

; ; ,

тогда К_Нβ =1,09; [1,c.39, табл.3.7]

К_Н =1,01×1,09×1; К_Н =1,1.

Сделав подстановку в формулу (3.12) получим

;

МПа.

Определяем ∆σ_Н

;

; недогрузки,

что допускается.

Определяем силы в зацеплении

- окружная

; (2.13)

; Н;

- радиальная

; (2.14)

; Н;

- осевую

; (2.15)

; Н.

Практика показывает, что у зубчатых колес с НВ<350 выносливость на изгиб обеспечивается с большим запасом, поэтому проверочный расчет на выносливость при изгибе не выполняем.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

Таблица 2. Параметры закрытой зубчатой передачи

3. Расчет шевронной передачи

Исходные данные:

Мощность на валу шестерни и колеса Р₁ =7,06 кВт

Р₁ =6,78 кВт

Вращающий момент на шестерне и колесе Т₁ =388 Нм

Т₂ =1964 Нм

Передаточное число U=4,5

Частота вращения шестерни и колеса n₁ =174 об/мин

n₂ =38,7 об/мин

Угловая скорость вращения шестерни и колеса ω₁ =18,2 рад/с

ω₃ =4 рад/с

Угол наклона зубьев β=45˚

Расположение колес относительно опор симметричное.

Материал зубчатых колес сталь 45 с термообработкой – улучшение; для колеса твердость 235…262 НВ₂ (248 НВ_2ср ), s_Т = 540 Н/мм² , наибольшая толщина сечения заготовки ; для шестерни 269…302 НВ₁ (285 НВ_1ср ), s_Т = 650 Н/мм² , при диаметре заготовки шестерни .

При этом обеспечивается прирабатываемость зубьев: .

Интерполированием, т.е. находим промежуточные значения функции по известным ее частным значениям, [1,табл.4.15] находим число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости:

для колеса – N_{HO 2} = 16,2´10⁶ ,

для шестерни – N_{HO 1} = 22,5´10⁶ .

Рекомендуется N_{F 0} = 4´10⁶ – наработка.

Находим число циклов нагружения зубьев (колеса и шестерни) за весь срок службы:

;

;

;

;

где - ресурс (срок службы) передачи, примерно три года при двухсменной работе.

Принимаем значения коэффициентов:

K_HL = 1, учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи,

K_FL = 1, учитывает долговечность работы.

Определяем допускаемые контактные напряжения [s]_HO и напряжения изгиба [s]_FO , соответствующие числу циклов напряжений N_HO и N_FO [3, табл. 4.6] для материалов зубьев колеса и шестерни:

;

;

;

;

;

;

Определяем допускаемые напряжения с учетом ресурса (срока службы) передачи:

;

;

;

;

;

;

Чтобы рассчитать межосевое расстояние, принимаем расчетные коэффициенты: – коэффициент ширины венца [1,табл. 4.6], , – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (табл. 4.18; 4.20).

Тогда межосевое расстояние передачи равно:

где К_а =43 – числовой коэффициент для шевронной передачи;

Т₂ =232Нм.

Подставив значения в формулу (5.1) получим:

; мм;

Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]

мм.

Определяем модуль [1,c.36]:

;

;

Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль m_n =4,0мм [1,c.36]

Определяем суммарное число зубьев по формуле:

β=45º, тогда cosβ=0,707

; ;

Принимаем зуба.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам [1,c.37]:

;

;

;

; .

Уточняем фактическое передаточное число

;

;

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.11):

; мм;

; мм.

Проверяем межосевое расстояние

; мм.

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам (2.10)

; ;

; ; ;

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм; принимаем b₂ =80мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

; мм.

Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψ_ba <0,4)

;

; ;

0,315>0,056

Значит, условие выполняется.

Определяем окружные скорости колес

; м/с;

;

; м/с;

Принимаем для расчетов м/с.

Определяем силы в зацеплении

- окружная

; ; Н;

- радиальная

; ; Н;

- осевого усилия нет.

Принимаем 9-ую степень точности изготовления колес [1,табл.4.5].

Принимаем коэффициенты динамической нагрузки: K_HV =1,2 (Н≤350HB); К _FV =1,02 [1,табл. 4 .13]. Принимаем коэффициенты формы зуба некорригированного зацепления: для шестерни z₁ = 16, Y_{F 1} = 4,4; а для колеса z₂ = 72, Y_{F 2} = 3,61. Проверяем зубья колеса по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба:

Расчетное контактное напряжение:

;

;

Определяем ∆σ_Н

;

; недогрузки, что допускается.

Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни:

;

;

;

;

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается

Все вычисленные параметры заносим в табл.3.

Параметры закрытой шевронной передачи Таблица 3

4. Расчет валов редуктора

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора. Для этого мысленно расцепим шестерню и колесо редуктора. По закону равенства действия и противодействия:

F_a1 = F_a2 = F_a1 ;

F_t1 = F_t2 = F_t1 ;

F_r1 = F_r2 = F_r1 ;

F_t3 = F_t4 = F_t2 ;

F_r3 = F_r4 = F_r2 .

Схема усилий приведена на рис.3.

Так как на валу промежуточного вала находится 3 зубчатых колеса, этот вал будет определяющим для внутренней ширины корпуса редуктора и расчет валов начнем с него.

4.1 Расчет промежуточного вала

Исходные данные выбираем из табл.1,3 с округлением до целых чисел:

Схема усилий действующих на валы редуктора

F_{a 1} = F_{a 2} = F_{a 1} =251Нм;

F_{t 1} = F_{t 2} =F_{t 1} = 2906Нм;

F_{r 1} = F_{r 2} = F_{r 1} = 1086Нм;

F_{t 3} = F_{t 4} = F_{t 2} =9592Нм;

F_{r 3} = F_{r 4} = F_{r 2} =4938Нм;

Нм;

Нм.

Рис.4 Схема усилий, действующих на валы редуктора

d1=53мм;

d2=267мм;

d3=90,5мм;

Т₁ =81Н;

Т₂ =388Н;

Т₂ =388Н;

b₁ =54мм;

b₂ =50мм;

b₃ =82мм;

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4]

σ_в =730Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² .

Определяем диаметр выходного конца вала под подшипником из расчёта на чистое кручение

где [τ_к ]=(10…20)Мпа [1,c.161]

Принимаем [τ_к ]=30Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а 40:

мм.

Намечаем приближенную конструкцию промежуточного вала редуктора (рис.4), уменьшая диаметр ступеней вала на 5…6мм

Рис.5 Приближенная конструкция промежуточного вала

d_в =52мм;

Lст1=в₁ =54мм;

Lст3=в₃ =82мм;

х=8мм;

W=50мм;

r=2,5мм;

f=1,2мм;

d_ст = d_в -3f=48мм;

d_п ≥ d_ст -3r=40мм;

l=2Lст1+Lст3+4х+W=326мм.

Так как осевые силы от двух косозубых колес взаимно компенсируются, их можно не учитывать в расчетах, поэтому предварительно назначаем предварительно подшипники шариковые радиальнные однорядные средней серии по мм подшипник №308, у которого D_п =90мм; В_п =23мм [1,c.394, табл.П3].

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

m_а =[Fa×d/2]:

m_а =251·267×10^-3 /2;

m_а =33,5Н×м² .

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åm_{F у} =0

-R_Ку ·0,272-F_{t 1} ·0,0,06+F_{t 3} ·0,06+ m_а –F_{t 1} ·0,212=0

R_{К y} =(4938·0,06-1086·0,212-1086·0,0,06)/ 0,272;

R_{К y} ==60Н

Учитывая симметричность нагрузок:

R_Fy =60Н

Назначаем характерные точки 1, 2, 3, 4 и 5 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у =0;

М_{2у(слева)} =-R_Fy ·0,06;

М_{2у(слева)} =-3,5

М_{2у(справа)} = М_2у -m_а ;

М_2у =-37;

М_3у =-F_{r 3} ·0,076;

М_3у =-412,5Нм² ;

М_{4у(слева)} = М_{2у(справа)} =-37;

М_{4у(справа)} = М_{2у(слева)} =-3,5;

М_4у =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм (рис.6)

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

1åm_{F х} =0

R_Кх ·0,272-F_{r 1} ·0,0,06- m_а +F_{r 3} ·0,06+ m_а -F_{r 1} ·0,212=0

R_Кх =(-4938·0,06+1086·0,212+1086·0,06)/ 0,272;

R_Кх ==34,5Н

Рис.6 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.

Учитывая симметричность нагрузок: R_{F х} =34,5Н

Назначаем характерные точки 1, 2, 3, 4 и 5 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у =0;

М_2у =-Т₂ /2;

М_3у =-F_{r 3} ·0,076;

М_3у =-194Нм² ;

М_4у =-Т_2;

М_4у =-388;

М_4у =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм (рис.6)

Крутящий момент

Т_1-1 =0;

Т_2-2 =-T₂ /2=-194Нм² ;

Т_{3-3(слева)} =-T₂ /2=-194Нм² ;

Т_{3-3(справа)} =T₂ /2=194Нм² ;

Т_4-4 =T₂ /2=194Нм² ;

Т_5-5 =0.

В соответствии с рис.6 наиболее опасным является сечение 3-3, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.

Исходные данные для расчета:

М_3х = 388Нм² ;

М_3у =412,5Нм² ;

Т_3-3 =388Нм² ;

d=52мм;

в=16мм – ширина шпонки,

t=6мм – глубина шпоночного паза,

l=45мм – длина шпонки.

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

Определяем результирующий изгибающий момент:

Нм² .

Эквивалентный момент:

Нм² .

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

мм.

Условие соблюдается.

Определяем напряжения изгиба:

σ_и =М_и /W;

где W – момент сопротивлению изгибу. По [1,табл.22.1]:

мм³

σ_и =627000/7611=53,7Н/мм² .

При симметричном цикле его амплитуда равна:

σ_а = σ_и =53,7Н/мм² .

Определяем напряжения кручения:

τ_к =Т_3-3 /W_к ;

где W_к – момент сопротивлению кручению. По [1,табл.22.1]:

мм³

τ_к =338000/16557=13,2Н/мм² .

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

τ_а = τ_к /2=13,2/2=6,6 Н/мм² .

Согласно примечанию к табл. 0.2 [3] в расчет принимаем концентрацию напряжений от посадки зубчатого колеса, для которой по табл.0.5 [3] (интерполируя) К_σ /К_ν =3,9; К_τ /К_d =2,8.

По табл. 0.3…0.4 [3]: К_F =1,0 – для шлифованной посадочной поверхности; К_ν =1,0 – поверхность вала не упрочняется.

Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала:

(К_σ )_D =( К_σ /К_ν + К_F -1)/ К_ν =(3,9+1-1)/1=3,9;

(К_τ )_D =( К_τ /К_ν + К_F -1)/ К_ν =(2,8+1-1)/1=2,8.

Определяем пределы выносливости вала:

(σ_-1 )_D =σ_-1 /(К_σ )_D =370/3,9=94,9 Н/мм² ;

(τ_-1 )_D =τ_-1 /(К_τ )_D =200/2,8=71,4 Н/мм² .

Определяем коэффициенты запаса прочности:

s_σ =(σ_-1 )_D / σ_а =94,9/53,7=1,8;

s_τ =(τ_-1 )_D / τ_а =71,4/6,6=10,8.

Определяем расчетный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Сопротивление усталости вала в сечении 3-3 обеспечивается, расчет вала на жесткость не проводим.

4.3 Расчет ведомого вала редуктора

Исходные данные выбираем из табл.1,3 с округлением до целых чисел:

Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.3

F_{t 4} = 9592Н;

F_{r 4} =4938Н;

d4=267мм;

Т₄ =1964Н;

b₄ =82мм;

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

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение

где [τ_к ]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [τ_к ]=20Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а 40:

мм.

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

Рис.7 Приближенная конструкция ведомого вала

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под колесо;

мм – диаметр буртика.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по мм подшипник №318, у которого D_п =190мм; В_п =43мм [1,c.394, табл.П3].

Из расчета промежуточного вала принимаем l=326мм, остальные размеры:

W=65мм;

l_м =105мм (длина полумуфты МУВП на момент 2000Нм;

l₁ =35мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=163мм;

с=W/2+ l₁ + l_м /2=170мм – расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет ведомого вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

-R_{Е y} ·0,326+F_{r 4} ·0,163=0

R_{Е y} = 4938·0,163/ 0,326;

R_{Е y} = R_{С y} =2469Н

Рис.7 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала

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

М_1у =0;

М_2у = -R_{С y} ·0,168;

М_2у =-400Нм² ;

М_3у =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм² (рис.8)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1åm_Ех =0;

-R_Сх ·0,336+ F_t ·a=0;

R_Сх =(5540·0,476+9592·0,168)/0,11;

R_Сх =38622Н

2åm_Сх =0;

-R_Ех ·0,336+F_t ·0,168+F_М2 ·0,140= 0;

R_Ех =(9592×0,0,168+5540×0,14)/0,336;

R_Ех =7104Н

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

М_1х =0;

М_2х = - F_М2 ·0,14

М_2х =-7104·0,14;

М_2х =994Нм;

М_3х =-R_Сх ·0,168;

М_3х =38622·0,168;

М_3х =6488Нм

М_4х =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х .

Крутящий момент

Т_1-1 = Т_2-2 = Т_3-3 = T₁ =1964Нм;

T_4-4 =0.

Исходные данные выбираем из табл.1,3 с округлением до целых чисел:

Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.3

F_{t 1} = 2906Н;

F_{r 1} =1086Н;

F_а1 =250,7Н;

d₁ =267мм;

Т₁ =80,7Н;

b₁ =54мм;

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

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение

где [τ_к ]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [τ_к ]=20Мпа.

; мм.

Диаметр выходного конца двигателя по произведенному расчету в п.1равен 38мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а 40:

мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведущего вала редуктора (рис.9), с учетом того, что уже известны межосевые расстояния между подшипниками и между шестернями.

Рис.9 Приближенная конструкция ведущего вала

d_в =32мм;

Lст1=в₁ =54мм;

х=8мм;

W=50мм;

r=2,5мм;

f=1,2мм;

d_у =35мм-ближайшее большее стандартное значение диаметра под уплотнение

d_п ≥ d_у принимаем ближайшее большее стандартное значение диаметра под подшипник dп =40мм;

d₃ = d_п +2r=50мм;

Примем d_ст =d₁ =50мм, облегчение прохода шестерни через диметр d₁ при сборке обеспечим заданием допуска d10(-0,08/-018) на размер d₁ .

d_ст = d₃ +5f=63мм;

l=2Lст1+Lст3+4х+W=326мм.

l_м =58мм – принимаем для муфты МУВП с диметрами отверстий 32 и 36 мм;

l₁ =52мм – принимаем предварительно.

Так как осевые силы от двух косозубых колес взаимно компенсируются, их можно не учитывать в расчетах, поэтому предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по dп =40мм подшипник №308, у которого D_п =90мм; В_п =23мм [1,c.394, табл.П3].

Производим расчет ведущего вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åm_Ау =0

R_By ·0,172-F_r ·0,06-F_r ·0,212 =0

R_By =1086·0,384 /0,172;

R_By =2224Н

R_{А y} = R_By =2224Н

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

М_1у =0;

М_2у = R_{А y} ·а;

М_2у =2224·0,06;

М_2у =133,5Нм;

М_3у = М_2у =133,5Нм;

М_4у =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм (рис.10)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1åm_Ах =0;

F_М1 ·0,327-R_Вх ·0,272-F_t ·0,06-F_t ·0,212=0;

R_Вх =(2906(0,272+0,212)-718·0,327)/0,272;

R_Вх »1019Н

2åm_Вх =0;

R_Ах ·0,272-F_t ·0,212-F_t ·0,06+F_{М 1} ·0,055= 0;

R_Ах =(2906(0,212+0,06)-718·0,055)/0,272;

R_Ах »395Н

Рис.10 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала

Назначаем характерные точки 1,2, 3, 4, 5 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1х =0;

М_2х = -R_Ах ·0,06;

М_2х =-395·0,06;

М_2х =-23,7Нм;

М_3х = -R_Бх ·0,06;

М_3х = -1019·0,06=-61,1Нм;

М_4х =F_М1 ·0,055;

М_4х =-718·0,055=-39,5Нм;

М_5х =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х .

Крутящий момент

Т_1-1 =0;

Т_1-1 =T₁ /2=80,7/2=40,35Нм;

Т_2-5 = T₁ =80,7Нм.

5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

Предварительно выбранные подшипниками с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.5.

Таблица 5. Параметры выбранных подшипников

Подшипники устанавливаем по схеме «враспор». Определяем долговечность подшипников ведомого вала, имеющего наибольшую радиальную нагрузку.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

F_э =(ХV×F_{r А} +Y×F_аА ) K_d ×K_τ ; [1,c.212];

где K_d - коэффициент безопасности;

K_d =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем K_d =1,3;

F_аА =0;

Х=1 для шариковых подшипников;

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

K_τ – температурный коэффициент;

K_τ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];

F_э =1х1х4938х1,3х1=6,4кН<C=143кН

Определяем номинальную долговечность подшипников в часах

[1,c.211];

; ч.

Долговечность обеспечена.

6. Подбор и проверочный расчет шпонок

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [3]. Обозначения используемых размеров приведены на рис.11.

Рис.11 Сечение вала по шпонке

6.1 Шпонки ведущего вала

Для выходного конца быстроходного вала при d=32 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=10x8 мм² при t=5мм (рис.11).

При длине ступицы шкива l_ш =58 мм выбираем длину шпонки l=50мм.

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

(7.1)

где Т – передаваемый момент, Н×мм; Т₁ =80700 Н×мм.

l_р – рабочая длина шпонки, при скругленных концах l_р =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.

Для шестерен быстроходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм² при t=5,5мм, t₁ =3,8мм (рис.10).

При длине ступицы шестерни l_ш =54 мм выбираем длину шпонки l=45мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (10.1):

Проверим толщину тела шестерни между впадиной зуба и пазом для шпонки (см. рис.12). Для изготовления шестерни отдельно от вала должно соблюдаться условие:

s≥2,5m, где m – модуль зубчатой передачи.

Рис.11 Схема для проверки возможности изготовления отдельной шестерни

s=[d_f – (d_к + 2t₁ )]/2=[48 – (50+2х3,3)]/2=-8,6<0,

т.е. шестерню невозможно изготовить отдельно, необходимо изготовление вала-шестерни.

6.2 Шпонки промежуточного вала

Для зубчатых колес промежуточного вала при d=48 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм² при t=5мм, t₁ =3,3мм (рис.10).

При длине ступицы шестерни l_ш =54 мм выбираем длину шпонки l=45мм. Т₂ =388Нм=388000Нмм. С учетом того, что на промежуточном валу устанавливаются шестерни из стали 45 ([s]_см =170…190 Н/мм² ) вычисляем по формуле (7.1):

Для шевронной шестерни вала при d=52 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм² при t=5мм, t₁ =3,3мм (рис.11).

При длине ступицы шестерни l_ш =82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.

Условие выполняется.

Проверим толщину тела шестерни между впадиной зуба и пазом для шпонки (см. рис.12). Для изготовления шестерни отдельно от вала должно соблюдаться условие:

s≥2,5m, где m – модуль зубчатой передачи.

s=[d_f – (d_к + 2t₁ )]/2=[80,5 – (52+2х5,5)]/2=11,5>10,

т.е. шестерню можно изготовить отдельно.

6.3 Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала

Передаваемый момент Т=1964Нм=1964000Нмм.

Для выходного конца ведомого вала при d=80 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=22x14 мм² при t=9мм.

При длине ступицы полумуфты l_М =105 мм выбираем длину шпонки l=100мм.

Для зубчатого колеса ведомого вала при d=82 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=25x14мм² при t=9мм.

При длине ступицы шестерни l_ш =82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.

условие выполняется.

Таблица 6. Параметры шпонок и шпоночных соединений

7 . Определение конструктивных размеров зубчатых передач

Так как зубчатые колеса имеют относительно небольшие диаметры, изготовление их планируем из круглого проката. Конструкцию колес принимаем стандартную, т.е. зубчатое колесо состоит из обода, диска и ступицы, а шестерня – из обода и ступицы. Определяем конструктивные размеры каждой из частей (см. рис.12).

Диаметр и ширина обода равны соответственно диаметру вершин зубьев и ширине зубчатого колеса.

Определяем толщину обода зубчатых колес:

S₁ =2,2m + 0,05b₂ =2,2х2 + 0,05х54=7,1мм.

S₂ =2,2m + 0,05b₂ =2,2х5 + 0,05х82=15,1мм.

Длины ступиц и внутренние диаметры определены ранее. Наружные диаметры ступиц определяем по формуле:

d_ст =1,55d;

d_ст1 =1,55х48=62мм, d_ст2 =1,55х52=81мм, d_ст3 =1,55х95=147мм.

Рис.12 Конструктивные размеры зубчатых колес

Из ряда Rа40 линейных размеров (по ГОСТ6636-69) выбираем d_ст1 =63мм, d_ст2 =85мм, d_ст3 =150мм.

Определяем толщину дисков С≥b /4.

С₁ =54/4=13,5мм. Принимаем С₁ =15мм,

С₂ =82/4=20,5мм. Принимаем С₂ =21мм,

Радиус R=2мм.

Размеры фасок обода и ступицы выбираем в зависимости от их диаметров 2,5…4мм

Принимаем α=45º, γ=0°

Все рассчитанные и выбранные значения сводим в табл.7.

Таблица 7. Конструктивные размеры зубчатых колес

содержание   ..  538  539  540   ..