ЗМІСТ
| 1. Технічне завдання 2. Енерго-кінематичний розрахунок приводу 3. Розрахунок редуктора 4. Підбір і перевірочний розрахунок підшипників 5. Змазування редуктора 6. Конструювання корпусу і деталей редуктора 7. Підбір і перевірочний розрахунок муфт 8. Розрахунок шпонкових з'єднань 9. Технічний рівень редуктора Висновок Література |
Спроектувати привід електролебідки за схемою, представленої на малюнку 1.
Вихідні дані для варіанту 2:
w Тягове зусилля каната F = 10 кН;
w Швидкість каната u = 0,42 м / с;
w Діаметр барабана D =
w Термін служби редуктора L = 5 років.
2. ЕНЕРГО-кінематичний розрахунок приводу. ПІДБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА
2.1. Вибір електродвигуна
де h - ККД приводу;
h м - ККД муфти, h м. = 0,98;
h П.К.. - ккд підшипників кочення, h п.к. = (0,99 ¸ 0,995);
h з.п. - ккд закритою передачі, h з.п. = (0,96 ¸ 0,98).
h = 0,99 2 · 0,98 2 · 0,98 2 = 0,904
де Р - розрахункова потужність електродвигуна, кВт;
Р р.м. - потужність робочої машини, кВт.
де F - тягове зусилля каната, кН;
u - швидкість каната, м / с.
По таблиці [4, с.384] вибираємо відповідний електродвигун.
Таблиця 1.
Типи двигунів
| Потужність, кВт | Тип двигуна | Номінальна частота, об / хв |
| 5,5 | 4А100L2У3 | 2880 |
| 4А112М4У3 | 1445 | |
| 4А132S6У3 | 965 | |
| 4А132М8У3 | 720 |
u = u 1 · u 2, (4)
де u - загальне передавальне число приводу;
u 1 - передавальне число першого ступеня;
u 2 - передаточне число другого ступеня.
Визначимо передавальне число приводу для всіх прийнятних варіантів типу двигуна.
де n Е.Д. - частота обертання вала електродвигуна, об / хв;
n р.м - частота обертання робочої машини, об / хв.
З стандартного ряду передавальних чисел першого ступеня u 1 = 4.
З стандартного ряду передавальних чисел другого ступеня u 2 = 4,5.
2.3. Визначення частоти обертання і моментів на валах
де n т - частота обертання тихохідного вала редуктора, об / хв;
n б - частота обертання проміжного вала редуктора, об / хв;
Перевірка відхилення частоти обертання робочої машини від розрахункової.
де ω Е.Д. - кутова швидкість вала електродвигуна, с -1.
P = T · ω, (11)
де P ел - потужність електродвигуна, Вт;
T ед - крутиться момент на валу електродвигуна, Н · м.
Т 1 = Т ед · u 1 ∙
Т 2 = Т 1 · u 2
де Т 1 - крутиться момент проміжного вала редуктора, Н · м;
Т 2 - крутиться момент тихохідного вала редуктора, Н · м.
Т п = 46.4 ∙ 0,99 ∙ 0,98 ∙ 0,98 = 174,95 Н · м
Т т = 174,95 · 4,5 ∙ 0,99 ∙ 0,98 ∙ 0,98 = 748,54 Н · м
Таблиця 2.
Параметри приводу
| Крутний момент Т, Н × м | Частота n, об / хв | Кутова швидкість w, с -1 | Передаточне число u | |
| Двигун 4А250М6У3 | 46 | 965 | 101 | |
| Редуктор, проміжної вал | 174,95 | 241,25 | 25,25 | 4 |
| Робочий тихохідний вал | 748,54 | 53,61 | 5,61 | 4,5 |
3. Розрахунок редуктора
3.1. Розрахунок першого ступеня циліндричного редуктора
3.1.1. Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень
По таблиці 3.2 [4, с.50] вибираємо марку сталі: 45 термообробка-нормалізація. Приймаються твердість шестерні НВ 1 = 207, твердість колеса НВ 2 = 195.
Допустиме контактне напруження:
[Σ н] = (1,8 · НВ ср +67) × К HL, (14)
де [σ н] - допустиме контактне напруження, Н / мм 2;
До HL - коефіцієнт довговічності, К HL = 1;
НВ ср - твердість деталі.
[Σ н.] 1 = 1,8 · 207 +67 = 439,6 Н / мм 2
[Σ н.] 2 = 1,8 · 195 +67 = 418 Н / мм 2
За розрахункове напруга, що допускається приймаємо менше з двох допускаються контактних напруг [σ н] = 418 Н / мм 2.
Допустиме напруження згину визначається:
[Σ F] = 1,03 · НВ × К FL, (15)
де [σ F] - допустиме напруження згину, Н / мм 2;
K F L - коефіцієнт довговічності, K F L = 1;
[Σ F] 1 = 1,03 · 207 = 213,21 Н / мм 2
[Σ F] 2 = 1,03 · 195 = 200,85 Н / мм 2
3.1.2. Визначення значення міжосьової відстані
де K нβ - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, K нβ = 1;
K a - допоміжний коефіцієнт: для косозубих передач K a = 43;
ψ a - коефіцієнт ширини вінця колеса, для несиметричних редукторів, ψ a = 0,2 ... .0,25, приймаємо ψ a = 0,2;
Отримане значення міжосьової відстані округляємо до найближчого за ГОСТ 6636-69 a ω = 150 мм.
3.1.3. Визначення робочої ширини вінця колеса і шестерні
де
3.1.4. Визначення модуля передачі
де m - модуль передачі, мм;
До m - допоміжний коефіцієнт, для косозубой передачі К m = 5,8;
d 2 - ділильний діаметр колеса, мм.
Отримане значення модуля округлює до найближчого значення із стандартного ряду за ГОСТ 9563-60 m = 1,5 мм.
3.1.5. Визначення сумарного числа зубів та кута нахилу зуба
Приймаються мінімальний кут нахилу зуба β min рівним 10 °.
де z Σ - сумарна кількість зубів;
z 1, z 2 - числа зубів шестерні і колеса;
β - дійсне значення кута нахилу зуба.
3.1.6. Визначення числа зубців шестірні і колеса
z 2 = 196 - 39 = 157
3.1.7. Визначення фактичного значення передавального числа.
Перевірка передачі за передавальним числом
Δu = (| u т-u | / u т) · 100% <4%, (25)
де u - фактичне значення передаточного числа редуктора;
u т - теоретичне значення передавального числа взятого із стандартного ряду редукторів, u т = 4;
Du - відхилення фактичного значення передаточного числа редуктора від заданого,%.
D u = (| 4,03-4 |) / 4.100% = 0,75% <4%
3.1.8. Визначення фактичного міжосьової відстані.
3.1.9. Визначення геометричних параметрів колеса і шестерні
Ділильні діаметри
d 1 = m × z 1 / cos b, (27)
d 2 = m × z 2 / cos b,
де d 1 - діаметр шестірні, мм;
d 2 - діаметр колеса, мм.
d 1 = 1,5 × 39 / cos11, 48 ° = 59,7 мм
d 2 = 1,5 × 157 / cos11, 48 ° = 240,3 мм.
Діаметри вершин зубів
d a1 = d 1 +2 × m, (28)
d a 2 = d 2 +2 × m,
де d a 1 - діаметр вершини зуба шестерні, мм;
d a 2 - діаметр вершини зуба колеса, мм.
d a1 = 59,7 +2 × 1,5 = 62,7 мм
d a2 = 240,3 +2 × 1,5 = 243,3 мм
Діаметри западин зубів
d f1 = d +1 -2,5 × m, (29)
d f2 = d 2 -2,5 × m,
де d f1 - діаметр западини зуба шестерні, мм;
d f2 - діаметр западини зуба шестерні, мм.
d f1 = 59,7 - 2,5 × 1,5 = 55,95 мм
d f2 = 240,3 - 2,5 × 1,5 = 236,55 мм
3.1.10. Перевірка зубів шестерні і колеса на контактну витривалість
де К - допоміжний коефіцієнт, для косозубих передач К = 376 [4, с.61]
До нα - коефіцієнт враховує розподіл навантаження між зубами, за графіком [4, с.63] знаходимо До нα = 1,14;
K н υ - коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження, визначимо за таблицею 4.3. [4, с.62] K н υ = 1,04;
Колесо і шестерня проходять перевірку на контактну витривалість.
3.1.11. Перевірка зубів шестерні і колеса на витривалість при згині.
s F2 = Y F 2 × Y b × K F b × K F n × 2 × Т 2 / (d 2 b 2 × m) £ [s F] 2, (31)
s F1 = s F2 (Y F1 / Y F 2) £ [s F] 1, (32)
де s F1, 2 - фактичні напруги вигину для шестірні і колеса, Н / мм 2;
Y F 1,2 - коефіцієнти форми зуба для колеса та шестерні, визначаються залежно від еквівалентного числа зубів (z v 1 = z 1 / cos 3 b 1; z v 2 = z 2 / cos 3 b 2), і коефіцієнта зсуву рівний 0, і визначається за графіком;
Y b - коефіцієнт, що враховує нахил зуба;
K F b - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба,
K F b = 1;
K F n - коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження, K F n = 1,11.
Значення Y F 1,2 визначаємо за таблицею 4.4 [4, с.64] в залежності від еквівалентного числа зубців, z v 1,2 = z 1,2 / cos 3 β.
z v2 = 157/cos 3 11,48 ° = 166,8
Y F2 = 3,62
z v1 = 39/cos 3 11,48 ° = 41,44
Y F1 = 3,69
Y b = 1-β 0 / 140 (33)
Y b = 1-11,48 ° / 140 = 0,918
s F2 = 2 × 174950 × 3,62 × 1 × 0,918 × 1,11 / (240,3 × 30 × 1,5) = 119,4 МПа
s F2 = 119,4 £ 200,85 Н / мм 2
s F1 = 119,4 (3,69 / 3,62) = 121,7 £ [s F] 2
s F1 = 121,7 £ 213,21 Н / мм 2
Колесо і шестерня проходять перевірку на вигин.
Таблиця 3.
Параметри першого ступеня косозубой передачі
| Шестерня | Колесо | |
| Матеріал | Сталь 45 | Сталь 45 |
| Твердість НВ | 207 | 195 |
| Допустиме контактне напруження [σн], Н/мм2 | 439,6 | 418 |
| Допустиме напруження на вигин [σF], Н/мм2 | 213,21 | 200,85 |
| Ширина вінця b, мм | 34 | 30 |
| Ділильний діаметр d, мм | 59,7 | 240,3 |
| Діаметр западин d f, мм | 55,95 | 236,55 |
| Діаметр вершин d а, мм | 62,7 | 243,3 |
| Кількість зубів z | 39 | 157 |
| Контактна напруга σ н, Н / мм 2 | 412,7 | |
| Напруга на вигин σ F, Н / мм 2 | 121,7 | 119,4 |
| Міжосьова відстань а w, мм | 150 | |
| Кут нахилу зубів b, ° | 11,48 | |
| Фактичне передавальне число редуктора u ф | 4,03 | |
| Модуль передачі m | 1,5 | |
3.2.1. Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень
По таблиці 3.2 [4, с.50] вибираємо марку сталі: 45 термообробка-нормалізація. Приймаються твердість шестерні НВ 1 = 207, твердість колеса НВ 2 = 195.
Допустиме контактне напруження:
[Σ н.] 1 = 1,8 · 207 +67 = 439,6 Н / мм 2
[Σ н.] 2 = 1,8 · 195 +67 = 418 Н / мм 2
За розрахункове напруга, що допускається приймаємо менше з двох допускаються контактних напруг [σ н] = 418 Н / мм 2.
Допустиме напруження згину визначається:
[Σ F] 1 = 1,03 · 207 = 213,21 Н / мм 2
[Σ F] 2 = 1,03 · 195 = 200,85 Н / мм 2
3.2.2. Визначення значення міжосьової відстані
Отримане значення міжосьової відстані округляємо до найближчого за ГОСТ 6636-69 a ω = 240 мм.
3.2.3. Визначення робочої ширини вінця колеса і шестерні
3.2.4. Визначення модуля передачі
Отримане значення модуля округлює до найближчого значення із стандартного ряду за ГОСТ 9563-60 m = 2,5 мм.
3.2.5. Визначення сумарного числа зубів та кута нахилу зуба
3.2.6. Визначення числа зубців шестірні і колеса
z 2 = 189 - 34 = 155
3.2.7. Визначення фактичного значення передавального числа. Перевірка передачі за передавальним числом
D u = (| 4,56-4,5 |) / 4,5 · 100% = 1,33% <4%
3.2.8. Визначення фактичного міжосьової відстані.
3.2.9. Визначення геометричних параметрів колеса і шестерні
Ділильні діаметри
d 1 = 2,5 × 34 / cos10, 14 ° = 86,4 мм
d 2 = 2,5 × 155 / cos10, 14 ° = 393,6 мм.
Діаметри вершин зубів
d a1 = 86,4 +2 × 2,5 = 91,4 мм
d a2 = 393,6 +2 × 2,5 = 398,6 мм
Діаметри западин зубів
d f1 = 86,4 - 2,5 × 2,5 = 80,15 мм
d f2 = 393,6 - 2,5 × 2,5 = 387,35 мм
3.2.10. Перевірка зубів шестерні і колеса на контактну витривалість
До нα - коефіцієнт враховує розподіл навантаження між зубами, за графіком [4, с.63] знаходимо До нα = 1,11;
K н υ - коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження, визначимо за таблицею 4.3. [4, с.62] K н υ = 1,01;
Колесо і шестерня проходять перевірку на контактну витривалість.
3.2.11. Перевірка зубів шестерні і колеса на витривалість при згині.
K F n - коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження, K F n = 1,04.
Значення Y F 1,2 визначаємо за таблицею 4.4 [4, с.64] в залежності від еквівалентного числа зубців, z v 1,2 = z 1,2 / cos 3 β.
z v2 = 155/cos 3 10,14 ° = 162,5
Y F2 = 3,62
z v1 = 34/cos 3 10,14 ° = 35,6
Y F 1 = 3,75
Y b = 1-10,14 ° / 140 = 0,928
s F2 = 2 × 748540 × 3,62 × 1 × 0,928 × 1,04 / (393,6 × 48 × 2,5) = 110,7 МПа
s F2 = 110,7 £ 200,85 Н / мм 2
s F1 = 110,7 (3,75 / 3,62) = 114,7 £ [s F] 2
s F1 = 114,7 £ 213,21 Н / мм 2
Колесо і шестерня проходять перевірку на вигин.
Таблиця 4.
Параметри першого ступеня косозубой передачі
| Шестерня | Колесо | |
| Матеріал | Сталь 45 | Сталь 45 |
| Твердість НВ | 207 | 195 |
| Допустиме контактне напруження [σн], Н/мм2 | 439,6 | 418 |
| Допустиме напруження на вигин [σF], Н/мм2 | 213,21 | 200,85 |
| Ширина вінця b, мм | 52 | 48 |
| Ділильний діаметр d, мм | 86,4 | 393,6 |
| Діаметр западин d f, мм | 80,15 | 387,35 |
| Діаметр вершин d а, мм | 91,4 | 398,6 |
| Кількість зубів z | 34 | 155 |
| Контактна напруга σ н, Н / мм 2 | 405,6 | |
| Напруга на вигин σ F, Н / мм 2 | 114,7 | 110,7 |
| Міжосьова відстань а w, мм | 240 | |
| Кут нахилу зубів b, ° | 10,14 | |
| Фактичне передавальне число редуктора u ф | 4,56 | |
| Модуль передачі m | 2,5 | |
Сили в зачепленні першого ступеня
Визначимо окружну силу.
Визначимо радіальну силу.
де a - кут зачеплення, для косозубих передач він прийнятий a = 20 °.
Визначимо осьову силу.
Сили для шестірні рівні за значенням силам для колеса, але протилежні за знаком.
Визначення консольних сил
Визначимо силу діючу на швидкохідний вал від муфти.
Сили в зачепленні другого ступеня
Визначимо окружну силу.
Визначимо радіальну силу.
де a - кут зачеплення, для косозубих передач він прийнятий a = 20 °.
Визначимо осьову силу.
Сили для шестірні рівні за значенням силам для колеса, але протилежні за знаком.
Визначення консольних сил
Визначимо силу діючу на тихохідний вал від муфти.
Таблиця 5.
Навантаження приводу
| Швидкохідний вал | Проміжний вал | Тихохідний вал | ||
| 1 ступінь | 2 ступінь | |||
| Окружна сила F t, Н | 1456,1 | 1456,1 | 3803,6 | 3803,6 |
| Радіальна сила F r, Н | 540,8 | 540,8 | 1406,4 | 1406,4 |
| Осьова сила F a, Н | 295,7 | 295,7 | 680,3 | 680,3 |
| Консольна сила F м, Н | 339,1 | - | - | 1368 |
Малюнок 2. Схема навантаження валів
3.4. Розрахунок валів
3.4.1. Проектний розрахунок валів
Швидкохідний вал.
З рекомендації застосовуємо термічно оброблену середньовуглецевих сталь 45.
НВ = 200
де d 1 - діаметр вхідного валу під шків, мм;
[Τ] - напруга кручення, [τ] к = 10Н/мм 2.
l 1 = (1,2 ... 1,5) d 1, (43)
де l 1 - довжина ступеня вала під шків, мм.
l 1 = 1,2 · 28,4 = 34,08 мм
По таблиці 7.1. [4, с.109] визначаємо значення висоти буртика t = 2,2 мм.
d 2 = d 1 +2 t, (44)
де d 2 - діаметр вала під підшипник і під ущільнення кришки з отвором, мм.
l 2 = 1,5 d 2, (45)
де l 2 - довжина ступеня вала під підшипник і під ущільнення кришки з отвором.
d 2 = 28,4 +2 · 2,2 = 32,8 мм
l 2 = 1,5 · 32,8 = 49,2 мм
d 3 = d +2 +3,2 r, (46)
де r - радіус галтелі, визначаємо за таблицею 7.1. [4, с.109], r = 2,5 мм;
d 3 - діаметр валу під шестерню, мм.
d 3 = 32,8 +3,2 · 2,5 = 40,8 мм
Довжину ступені вала під шестерню (l 3) визначаємо з компонування редуктора.
d 4 = d 2,
l 4 = B
де d 4 - діаметр вала під підшипник, мм;
l 4 - довжина ступеня вала під підшипник, мм;
В - ширина внутрішнього кільця підшипника, мм.
Отримані значення d 2 і d 4 округляємо до найближчого значення внутрішнього кільця підшипника d = 35мм.
Значення d 1, l 1, l 2, d 3 округляємо до найближчого стандартного значення Ra40.
d 1 = 28мм
l 1 = 34мм
l 2 = 50мм
d 3 = 40мм
Проміжний вал.
З рекомендації застосовуємо термічно оброблену середньовуглецевих сталь 45.
НВ = 200
[Τ] - напруга кручення, [τ] к = 15Н/мм 2.
По таблиці 7.1. [4, с.109] визначаємо значення висоти буртика t = 2,5 мм.
d 2 = 38,8 +2 · 2,5 = 43,8 мм
По таблиці 7.1. [4, с.109] визначаємо r = 3 мм.
d 3 = 43,8 +3,2 · 3 = 53,4 мм
Довжину ступені вала під шестерню і під колесо (l 3) визначаємо з компонування редуктора.
d 4 = d 2,
l 2 = l 4 = B
де d 4 - діаметр вала під підшипник, мм;
l 4 - довжина ступеня вала під підшипник, мм;
В - ширина внутрішнього кільця підшипника, мм.
Отримані значення d 2 і d 4 округляємо до найближчого значення внутрішнього кільця підшипника d = 45мм.
Значення d 1, d 3 округляємо до найближчого стандартного значення Ra40.
d 1 = 38мм
d 3 = 53мм
Тихохідний вал.
З рекомендації застосовуємо термічно оброблену середньовуглецевих сталь 45.
НВ = 200
де d 1 - діаметр вхідного валу під напівмуфту, мм;
[Τ] - напруга кручення, [τ] к = 20 Н / мм 2.
l 1 = (1,0 ... 1,5) d 1, (48)
де l 1 - довжина ступеня вала під напівмуфту, мм.
l 1 = 1,2 · 57,2 = 68,64 мм
За таблицею визначаємо значення висоти буртика t = 3мм
d 2 = d 1 +2 t, (49)
де d 2 - діаметр вала під підшипник і під ущільнення кришки з отвором, мм.
l 2 = 1,25 d 2, (50)
де l 2 - довжина ступеня вала під підшипник і під ущільнення кришки з отвором.
d 2 = 57,2 +2 · 3 = 63,2 мм
l 2 = 1,25 · 63,2 = 79мм
d 3 = d +2 +3,2 r, (51)
де r - радіус галтелі, визначаємо за таблицею, r = 3,5 мм;
d 3 - діаметр валу під колесо, мм.
d 3 = 63,2 +3,2 · 3,5 = 74,4 мм
Довжину ступені вала під колесо (l 3) визначаємо з компонування редуктора.
d 4 = d 2,
l 4 = B,
де d 4 - діаметр вала під підшипник, мм;
l 4 - довжина ступеня вала під підшипник, мм;
В - ширина внутрішнього кільця підшипника, мм.
Отримані значення d 2 і d 4 округляємо до найближчого значення внутрішнього кільця підшипника d = 65 мм.
Значення d 1, l 1, l 2, d 3 округляємо до найближчого стандартного значення Ra40.
d 1 = 56мм
l 1 = 71мм
l 2 = 80мм
d 3 = 75мм
Таблиця 6.
Конструктивні параметри валів
| Вал | Швидкохідний | Проміжний | Тихохідний |
| Діаметр вихідного кінця вала d 1, мм | 28 | - | 56 |
| Довжина вихідного кінця вала l 1, мм | 34 | - | 71 |
| Діаметр валу під підшипник d 2 = d 4, мм | 35 | 45 | 65 |
| Довжина валу під підшипник і кришку з ущільненням l 2, мм | 50 | 25 | 80 |
| Діаметр валу під шестерню або колесо d 3, мм | 40 | 53 | 75 |
Точки прикладання реакцій підшипників визначимо з ескізної компонування редуктора (додаток 1). На валах розташовані радіальні підшипники, і, отже, відстань між реакціями опор валу одно l.
l = L - B, (52)
де L - відстань між зовнішніми сторонами пари підшипників, мм;
В - ширина підшипника, мм.
Визначаємо з компонування.
Для швидкохідного валу L = 195,75 мм, В = 17 мм.
Для проміжного валу L = 211,75 мм, В = 25 мм.
Для тихохідного вала L = 227,75 мм, В = 33 мм.
l б = 195,75 - 17 = 178,75 мм
l пр = 211,75 - 25 = 186,75 мм
l т = 227,75 - 33 = 194,75 мм
Відстань від центру підшипника до центру шестірні або колеса визначимо з компонування.
l б1 = 48,25 мм, l б2 = 130,5 мм
l ПР1 = 52,25 мм, l ПР2 = 65,75 мм, l ПР3 = 68,75 мм
l т1 = 122 мм, l т2 = 72,75 мм
Сила тиску муфту прикладена до торцевої площині вихідного кінця вала на відстані l м від точки прикладання реакції суміжного підшипника.
Швидкохідний вал.
l м1 = 75,5 мм
Тихохідний вал.
l м2 = 134,5 мм
Визначення реакцій в опорах підшипників
Розрахункова схема швидкохідного валу представлена на малюнку 3.
Вертикальна площина.
SМ А = 0
Міняємо напрямок реакції.
SМ В = 0
Міняємо напрямок реакції.
Перевірка
SY = 0
Горизонтальна площина.
SМ А = 0
Міняємо напрямок реакції.
SМ В = 0
Міняємо напрямок реакції.
Перевірка
Sх = 0
-536,3 -580,7 + 1456,1 - 339,1 = 0
Розрахункова схема проміжного вала представлена на малюнку 4.
Вертикальна площина.
SМ З = 0
Міняємо напрямок реакції.
SМ D = 0
Міняємо напрямок реакції.
Перевірка
SY = 0
Горизонтальна площина.
SМ З = 0
Міняємо напрямок реакції.
SМ D = 0
Міняємо напрямок реакції.
Перевірка
Sх = 0
-2449 -2810,7 + 1456,1 + 3803,6 = 0
Розрахункова схема тихохідного вала представлена на рисунку 5.
Вертикальна площина.
SМ Е = 0
Міняємо напрямок реакції.
SМ Н = 0
Перевірка
Sх = 0
162,1 - 1568,5 + 1406,4 = 0
Горизонтальна площина.
SМ Н = 0
Міняємо напрямок реакції.
SМ Е = 0
Міняємо напрямок реакції.
Перевірка
Sу = 0
-2365,6 - 70 + 3803,6 - 1368 = 0
Визначення сумарних реакцій в опорах підшипників
Швидкохідний вал.
Проміжний вал.
Тихохідний вал.
Побудова епюри згинальних і крутних моментів
Будуємо епюри згинальних моментів у вертикальній площині в характерних перетинах.
Швидкохідний вал.
М Х1 = 0; М Х2 = 0; М Х3 = - R A у ∙ l б1; М Х4 = 0; М Х3 = - R Ву ∙ l б2
М Х3 = - 580,7 ∙ 48,25 = -28,02 Нм; М Х3 =- 536,3 ∙ 130,5 = -70 Нм
Проміжний вал.
М Х1 = 0; М Х4 = 0
М Х2 = - R Су ∙ l ПР1; М Х2 = - R D у ∙ (l ПР2 + l ПР3) + F r 12 ∙ l ПР2
М Х3 = - R Су ∙ (l ПР1 + l ПР2) + F r 21 ∙ l ПР2; М Х3 = - R D у ∙ l ПР3;
М Х2 = -874,4 ∙ 52,25 = -45,7 Нм; М Х3 =- 1072,8 ∙ 68,75 = -73,76 Нм
М Х2 = -1072,8 ∙ (65,75 + 68,75) +1406,4 ∙ 65,75 =- 51,82 Нм
М Х3 = -874,4 ∙ (52,25 + 65,75) +540,8 ∙ 65,75 =- 67,62 Нм
Тихохідний вал.
М Х1 = 0; М Х3 = 0; М Х2 = R Еу ∙ l т1; М Х4 = 0; М Х2 = - R Ну ∙ l т2
М Х2 = 162,1 ∙ 122 = 19,8 Нм; М Х2 =- 1568,5 ∙ 72,75 = -114,1 Нм
Будуємо епюри згинальних моментів у горизонтальній площині у характерних перерізах.
Швидкохідний вал.
М У1 = 0; М У2 = F М1 ∙ l М1; М У3 = F М1 ∙ (l М1 + l б1) + R Ах ∙ l б1; М у4 = 0;
М У2 = 339,1 ∙ 75,5 = 25,6 Нм
М У3 = 339,1 ∙ (75,5 +48,25) +580,7 ∙ 48,25 = 70 Нм
Проміжний вал.
М У1 = 0; М У2 = R Сх ∙ l ПР1; М У3 = R Сх ∙ (l ПР1 + l ПР2) - F t 21 ∙ l ПР2; М у4 = 0;
М У2 = 2449 ∙ 52,25 = 127,96 Нм
М У3 = 2449 ∙ (52,25 +65,75) -1456,1 ∙ 65,75 = 193,2 Нм
Тихохідний вал.
М У1 = 0; М У2 = R Ех ∙ l т1; М У3 = R Ех ∙ l т - F t 22 ∙ l т2; М у4 = 0;
М У2 = 2365,6 ∙ 122 = 288,6 Нм
М У3 = 2365,6 ∙ 194,75-3803,6 ∙ 72,75 = 184 Нм
Визначимо крутні моменти на кожному валу.
Швидкохідний вал.
Проміжний вал.
Тихохідний вал.
Визначення сумарних згинальних моментів
Визначимо сумарні згинальні моменти в найбільш навантажених перетинах 2 і 3.
Швидкохідний вал.
Найбільш навантажене перетин 3 під шестернею.
Проміжний вал.
Найбільш навантажене перетин 3 під шестернею.
Тихохідний вал.
Найбільш навантажене перетин 2 під колесом.
Малюнок 3. Розрахункова схема швидкохідного валу
Розрахунок валів на міцність
Розрахунок валів на міцність виконаємо на спільну дію згину та кручення. Мета розрахунку - визначити коефіцієнти запасу міцності в небезпечних перерізах валу і порівняти їх з допустимими:
s ³ [s].
Визначення напруги в небезпечних перерізах вала
Нормальні напруження змінюються по симетричному циклу, при якому амплітуда напружень s а дорівнює розрахунковим напруженням вигину s і:
де М - сумарний згинальний момент в перерізі, Нм;
W нетто - осьовий момент опору перерізу валу, мм 3.
Швидкохідний вал.
Третє розтин.
Проміжний вал.
Третє розтин.
Тихохідний вал.
Друге розтин.
Дотичні напруги змінюються по отнулевому циклу, при якому амплітуда циклу t а дорівнює половині розрахункових напружень кручення t до:
де М к - крутний момент, Нм;
W rнетто - полярний момент інерції опору перерізу валу, мм 3.
Швидкохідний вал.
Третє розтин.
Проміжний вал.
Третє розтин.
Тихохідний вал.
Друге розтин.
Визначення коефіцієнта концентрації нормальних і дотичних напружень для розрахункового перерізу валу
де К s і К t - ефективні коефіцієнти концентрації напружень, таблиця 11.2 [4, с. 257], для небезпечного перерізу всіх валів До s = 1,6 і К t = 1,4;
До d - коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу, таблиця 11.3 [4, с. 258];
До F - коефіцієнт впливу шорсткості, таблиця 11.4 [4, с.258] До F = 1,0;
К у - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення, таблиця 11.5 [4, с. 258] К у = 1,7.
Швидкохідний вал.
Третє розтин.
Проміжний вал.
Третє розтин.
Тихохідний вал.
Друге розтин.
Визначення меж витривалості в розрахунковому перерізі вала
де s -1 і t -1 - межі витривалості гладких зразків при симетричному циклі згину та кручення, визначається за таблицею 3.2 [4, с. 50] для обох валів - s -1 = 260 Н / мм 2.
t -1 »0,58 × s -1
t -1 = 0,58 × 260 = 150,8 Н / мм 2;
Швидкохідний вал.
Третє розтин.
Проміжний вал.
Третє розтин.
Тихохідний вал.
Друге розтин.
Визначення коефіцієнта запасу міцності по нормальних і дотичних напруженнях
Швидкохідний вал.
Третє розтин.
Проміжний вал.
Третє розтин.
Тихохідний вал.
Друге розтин.
Визначення загальних коефіцієнтів запасу міцності
Швидкохідний вал.
Третє розтин.
Проміжний вал.
Третє розтин.
Тихохідний вал.
Друге розтин.
Всі вали проходять перевірку на міцність.
Висновок: в даному пункті був зроблений розрахунок редуктора. Визначено основні габаритні розміри кожної передачі. Розраховані на міцність вали кожного ступеня.
4. ПІДБІР І Перевірочний розрахунок ПІДШИПНИКІВ
Визначення типу підшипника
Відповідно до таблиці 7.2 [4, с.107] визначимо тип, серію і схему установки підшипників.
Для швидкохідного валу призначаємо радіальні кулькові однорядні легкої серії, встановлені з одного фіксованого опорою.
Для проміжного валу призначаємо радіальні кулькові однорядні середньої серії, встановлені з одного фіксованого опорою.
Для тихохідного вала призначаємо радіальні кулькові однорядні середньої серії, встановлені з одного фіксованого опорою.
Визначення розмірів підшипників
Для швидкохідного валу
Умовне позначення: 207
d = 35 мм,
D = 72 мм,
B = 17 мм,
r = 2 мм,
З r = 25,5 кН
З 0 r = 13,7 кН
Для проміжного валу
Умовне позначення: 309
d = 45 мм,
D = 100 мм,
B = 25 мм,
r = 2,5 мм,
З r = 52,7 кН
З 0 r = 30,0 кН
Для тихохідного валу
Умовне позначення: 313
d = 65 мм,
D = 140мм,
B = 33 мм,
r = 3,5 мм,
З r = 92,3 кН
З 0 r = 56 кН
Перевірочний розрахунок підшипників
Придатність підшипників визначається зіставленням розрахункової динамічної вантажопідйомності З r р, Н, з базовою З r, або базової довговічності L 10 h, ч, з необхідною L h (L h = 37230 ч), за умовами:
З r р ≤ З r або L 10 h ³ L h
де R Е - еквівалентна динамічна навантаження, Н
w - кутова швидкість відповідного валу,
m = 3 - для кулькових підшипників.
Схема навантаження підшипників
Визначимо навантаження в підшипниках.
Для шарикопідшипників характерні наступні співвідношення:
R a 1 = R a 2 = F a
Швидкохідний вал.
R a1 = R a2 = 295,7 Н
R r1 = R B; R r2 = R A
R r1 = 544,9 Н
R r 2 = 731,1 Н
Малюнок 6. Схема навантаження підшипників швидкохідного валу
Проміжний вал.
R a 1 = R a 2 = 680,3 Н
R r 1 = R D; R r 2 = R З
R r 1 = 3008,5 Н
R r 2 = 2600,4 Н
Малюнок 7. Схема навантаження підшипників проміжного вала.
Тихохідний вал.
R a 1 = R a 2 = 680,3 Н
R r 1 = R Е; R r 2 = R Н
R r1 = 2371,1 Н
R r 2 = 1570,1 Н
Малюнок 8. Схема навантаження підшипників тихохідного валу
Визначення еквівалентної динамічного навантаження підшипників
Еквівалентна динамічне навантаження, Н:
де К б - коефіцієнт безпеки, знаходимо за таблицею 9.4 [4, с.133] К = 1,4;
До Т - температурний коефіцієнт, при робочій температурі до 100 ° С знаходимо за таблицею 9.5 [4, с.135] До Т = 1,0;
Х - коефіцієнт радіального навантаження, знаходимо за таблицею 9.1 [4, с.129] Х = 0,56;
V - коефіцієнт обертання, для підшипників з обертовому внутрішнім кільцем V = 1.
Швидкохідний вал.
Визначимо для кожного підшипника співвідношення
Значення коефіцієнтів і і Y для радіальних шарикопідшипників визначимо із співвідношення R a / C or за таблицею 9.2 [4, с.131].
Отримуємо е = 0,2, Y = 2,15.
Знайдемо еквівалентну динамічне навантаження.
Проміжний вал.
Визначимо для кожного підшипника співвідношення
Отримуємо е = 0,2, Y = 2,1.
Знайдемо еквівалентну динамічне навантаження.
Тихохідний вал.
Визначимо для кожного підшипника співвідношення
Отримуємо е = 0,175, Y = 2,6.
Знайдемо еквівалентну динамічне навантаження.
Визначення розрахункової динамічної вантажопідйомності
Швидкохідний вал
18898,5 ≤ 25500
Проміжний вал
35465,3 ≤ 52700
Тихохідний вал.
21363,8 ≤ 92300
Визначення базової довговічності
Швидкохідний вал.
91460,5 ³ 37230
Проміжний вал.
122156 ³ 37230
Тихохідний вал.
3002342 ³ 37230
Визначення придатності підшипників
Умова З r р ≤ З r і L 10 h ³ L h виконується, отже, попередньо вибрані підшипники придатні для конструювання підшипникових вузлів.
Висновок: в даному пункті був зроблений розрахунок редуктора. Визначено основні габаритні розміри кожної передачі. Розраховані на міцність вали кожного ступеня.
5. Змазування РЕДУКТОР
Для редукторів загального призначення застосовують безперервне змазування рідким маслом картерів непроточні способом (зануренням). Цей спосіб застосовують для зубчастих передач при окружних швидкостях
від 0,3 до 12, 5 м / с.
Вибір сорту масла залежить від значення розрахункового контактної напруги в зубах s н і фактичної окружної швидкості коліс n. По таблиці 10.29 [4, с. 241] вибираємо сорт масла І-Г-С-68.
Для двоступеневих редукторів при змазуванні зануренням обсяг масляної ванни визначають з розрахунку 0,4 ... 0,8 л олії на 1 кВт переданої потужності. Для змазування проектованого редуктора достатньо 4 л олії.
В циліндричних редукторах при зануренні у масляну ванну колеса:
де m - модуль зачеплення;
2,5 мм ≤ h м ≤ 0,25 × 393,6 = 98,4 мм
Контроль рівня масла проводиться жезлові маслоуказателе.
Для зливу масла в корпусі редуктора передбачаємо зливний отвір, що закривається пробкою М16'1, 5.
При тривалій роботі у зв'язку з нагріванням масла та повітря підвищується тиск усередині корпусу, що приводить до просочування масла через ущільнення і стики. Щоб уникнути цього, встановлюємо віддушини у верхній точці редуктора.
Так як окружна швидкість n <2 м / с, то для змащення підшипників будемо використовувати пластичний матеріал консталін жирової УТ -1.
6. КОНСТРУЮВАННЯ КОРПУСУ І деталей редуктора
Сконструіруем колесо першого ступеня
Товщина обода.
Зовнішній діаметр маточини.
Довжина ступиці.
l ст = (1,0 ... 1,5) d (69)
l ст = 1,5 · 53 = 79,5 мм
Товщина маточини.
d ст = 0,3 d
d ст = 0,3 × 53 = 15,9 мм
Товщина диска.
Сконструіруем колесо другого ступеня
Товщина обода.
Зовнішній діаметр маточини.
Довжина ступиці.
l ст = 1,5 · 75 = 112,5 мм
Товщина маточини.
d ст = 0,3 × 75 = 22,5 мм
Товщина диска.
Розрахунок товщини стінок корпусу і ребер жорсткості:
Приймаємо значення товщини стінки корпусу редуктора δ = 6 мм
Визначимо основні розміри редуктора:
1. Діаметр болтів для кріплення фундаментального фланця редуктора до рами: d 1 = M10; d 0 = 11мм;
Відстань між болтами: l в = (12 ... 15) d 1 = 15.10 = 150 мм;
Ширина фланця К = 3d = 3.10 = 30мм;
Товщина фланця b = 1,5 δ = 1,5 · 10 = 15мм; С = 1,2 · 10 = 12мм.
2. Діаметр стрижнів болтів для з'єднання фланця кришки і підстави корпусу на поздовжніх довгих сторонах редуктора, d 2 = M8; d 0 = 9мм;
Відстань між болтами l в = (12 ... 15) d = 15.8 = 120 мм;
Ширина фланця До 1 = 2,7 · 8 = 21,6 мм;
Товщина фланця b = 1,5 δ = 1,5 · 8 = 12мм; З 1 = 0,5 · 8 = 4 мм.
3. У проектованому редукторі використовуємо врізні кришки. По таблиці К18 [4, С.396] вибираємо кришки D к1 = 72 мм, D к2 = 100 мм, D к3 = 140 мм.
4. Для огляду внутрішнього стану редуктора в кришці встановлюється люк.
5. Діаметр стрижнів гвинтів з шліцом під викрутку для кріплення кришки оглядового люка до фланця, d 5 = M6;
Ширина фланця До = 2,7 · 6 = 16,2 мм;
Відстань між ними, l в = (12 ... 15) d = 13.6 = 78мм;
З = 1,2 · 6 = 7,2 мм; b 2 = 1,5 · 6 = 9мм.
6. Для фіксування корпусу редуктора щодо кришки редуктора застосовуємо два штифта, діаметр штифта d шт = 6 мм.
7. Для зручності монтажу в кришці редуктора виготовляються вушка діаметром d = 3 ∙ d = 3 ∙ 6 = 18 мм.
7. ПІДБІР І Перевірочний розрахунок МУФТ
Основною характеристикою для вибору муфти є номінальний обертаючий момент Т, Нм, встановлені стандартом. Муфти вибирають по більшому діаметру кінців з'єднувальних валів та розрахунковому моменту Т р, який повинен бути в межах номінального:
де К р - коефіцієнт режиму навантаження, таблиці 10.26 [4, с. 237] До р = 2;
Т 1-обертаючий момент на швидкохідному валу редуктора, Нм.
Вибираємо муфту пружну втулочно-пальцеву з напівмуфти під гальмо.
Муфта 125-28-I.1-28-II.2-У3 ГОСТ 21424-75.
Перевіримо обрану муфту.
де
z - число пальців, 4;
d П - діаметр пальця, d П = 14 мм.
де
Муфта задовольняє умовам вибору.
Для з'єднання тихохідного валу і валу барабана вибираємо зубчасту муфту МОЗ 56-I-56-II.2-У3 за ГОСТ 5006-83.
Обрану муфту перевіримо зминання зубів.
де К - коефіцієнт, що враховує режим роботи, К = 1,1;
b - довжина зуба, b = 10 мм;
d - діаметр ділильного кола, d = z ∙ m.
z - число зубів, z = 50;
m - модуль зачеплення, m = 2 мм;
Муфта задовольняє умовам вибору.
8. РОЗРАХУНОК шпонкових з'єднань
Призматичні шпонки: дві тихохідного валу і одну на швидкохідному валу - перевіряємо на зминання.
Під напівмуфту швидкохідного валу встановлюємо шпонку:
d = 28 мм, b = 8 мм, h = 7 мм, t 1 = 4 мм, t 2 = 3,3 мм, l = 22 мм.
Під колесо проміжного валу встановлюємо шпонку:
d = 53 мм, b = 16 мм, h = 10 мм, t 1 = 6 мм, t 2 = 4,3 мм, l = 70 мм.
Під колесо тихохідного валу встановлюємо шпонку:
d = 75 мм, b = 20 мм, h = 12 мм, t 1 = 7,5 мм, t 2 = 4,9 мм, l = 100 мм.
Під напівмуфту тихохідного валу встановлюємо шпонку:
d = 56 мм, b = 16 мм, h = 10 мм, t 1 = 6 мм, t 2 = 4,3 мм, l = 63 мм.
Умова міцності:
де F t - окружна сила на шестерні або колесі, Н;
А см = (0,94 × h - t 1) × l р - площа зминання, мм 2;
l р = l - b - робоча довжина шпонки з округленими торцями, мм;
де l - повна довжина шпонки; b, h, t 1 - стандартні розміри;
[S сж] - допустиме напруження на зминання, [s сж] = 190Н/мм 2.
Обчислимо напруга зминання для шпонки під напівмуфт.
l р = 22 - 8 = 14мм
А см = (0,94 × 7 - 4) × 14 = 36,12 мм 2
Обчислимо напруга зминання для шпонки під колесом на проміжному валу.
l р = 70 - 16 = 54мм
А см = (0,94 × 10 - 6) × 54 = 183,6 мм 2
Обчислимо напруга зминання для шпонки під колесом на тихохідному валу.
l р = 100 - 20 = 80мм
А см = (0,94 × 12 - 7,5) × 80 = 302,4 мм 2
Обчислимо напруга зминання для шпонки під напівмуфту.
l р = 63 - 16 = 47мм
А см = (0,94 × 10 - 6) × 47 = 159,8 мм 2
Всі шпонки витримують напругу зминання.
9. ТЕХНІЧНИЙ РІВЕНЬ РЕДУКТОР
Технічний рівень оцінюють кількісним параметром, що відображає співвідношення витрачених коштів та отриманого результату, який являє собою його навантажувальну здатність, як характеристики якої можна прийняти обертаючий момент Т 2, Нм, на його тихохідному валу. Об'єктивною мірою витрачених коштів є маса редуктора m, кг.
Визначення маси редуктора
Для циліндричного редуктора:
де j - коефіцієнта заповнення, визначається за графіком [4, с. 263]
в залежності від міжосьової відстані а w j = 0,34;
r = 7300 кг / м 3 - щільність чавуну;
V - умовний обсяг редуктора.
де L - найбільша довжина редуктора;
В - найбільша ширина;
Н - найбільша висота редуктора.
Визначення критерію технічного рівня редуктора
Критерій технічного рівня визначаємо шляхом розрахунку відносної маси:
За табліце12.1 [4, с. 261] визначаємо технічний рівень редуктора як низький.
ВИСНОВОК
В результаті виконання курсової роботи був розрахований двоступінчастий циліндричний редуктор з передавальними відносинами u 1 = 4, u 1 = 4,5 модулями зачеплення m 1 = 1,5, m 2 = 2,5, обертовим моментом на тихохідному валу Т т = 748, 54 Н · м і на швидкохідному валу - Т б. = 46 Н · м.
Редуктор має низький технічний рівень.
У ході виконання курсової роботи були отримані основи знань з конструювання деталей машин, оформлення конструкторської документації та розробки типових вузлів механічних систем на базі сучасних стандартів.
ЛІТЕРАТУРА
1. Дунаєв П. Ф., Льоліком О. П. Конструювання вузлів і деталей машин. Навчальний посібник для вузів. М.: Вищ. шк., 1985.
2. Дунаєв П. Ф., Льоліком О. П. Деталі машин. Курсове проектування. Навчальний посібник. М.: Висш.шк. , 1990.
3. Кудрявцев В. Н. Курсове проектування деталей машин. Навчальний посібник для вузів. Л.: Машіностроеніе1984.
4. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування з деталей машин. М.: Вища школа, 1991.
К у - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення, таблиця 11.5 [4, с. 258] К у = 1,7.
Швидкохідний вал.
Третє розтин.
Проміжний вал.
Третє розтин.
Тихохідний вал.
Друге розтин.
Визначення меж витривалості в розрахунковому перерізі вала
де s -1 і t -1 - межі витривалості гладких зразків при симетричному циклі згину та кручення, визначається за таблицею 3.2 [4, с. 50] для обох валів - s -1 = 260 Н / мм 2.
t -1 »0,58 × s -1
t -1 = 0,58 × 260 = 150,8 Н / мм 2;
Швидкохідний вал.
Третє розтин.
Проміжний вал.
Третє розтин.
Тихохідний вал.
Друге розтин.
Визначення коефіцієнта запасу міцності по нормальних і дотичних напруженнях
Швидкохідний вал.
Третє розтин.
Проміжний вал.
Третє розтин.
Тихохідний вал.
Друге розтин.
Визначення загальних коефіцієнтів запасу міцності
Швидкохідний вал.
Третє розтин.
Проміжний вал.
Третє розтин.
Тихохідний вал.
Друге розтин.
Всі вали проходять перевірку на міцність.
Висновок: в даному пункті був зроблений розрахунок редуктора. Визначено основні габаритні розміри кожної передачі. Розраховані на міцність вали кожного ступеня.
4. ПІДБІР І Перевірочний розрахунок ПІДШИПНИКІВ
Визначення типу підшипника
Відповідно до таблиці 7.2 [4, с.107] визначимо тип, серію і схему установки підшипників.
Для швидкохідного валу призначаємо радіальні кулькові однорядні легкої серії, встановлені з одного фіксованого опорою.
Для проміжного валу призначаємо радіальні кулькові однорядні середньої серії, встановлені з одного фіксованого опорою.
Для тихохідного вала призначаємо радіальні кулькові однорядні середньої серії, встановлені з одного фіксованого опорою.
Визначення розмірів підшипників
Для швидкохідного валу
Умовне позначення: 207
d = 35 мм,
D = 72 мм,
B = 17 мм,
r = 2 мм,
З r = 25,5 кН
З 0 r = 13,7 кН
Для проміжного валу
Умовне позначення: 309
d = 45 мм,
D = 100 мм,
B = 25 мм,
r = 2,5 мм,
З r = 52,7 кН
З 0 r = 30,0 кН
Для тихохідного валу
Умовне позначення: 313
d = 65 мм,
D = 140мм,
B = 33 мм,
r = 3,5 мм,
З r = 92,3 кН
З 0 r = 56 кН
Перевірочний розрахунок підшипників
Придатність підшипників визначається зіставленням розрахункової динамічної вантажопідйомності З r р, Н, з базовою З r, або базової довговічності L 10 h, ч, з необхідною L h (L h = 37230 ч), за умовами:
З r р ≤ З r або L 10 h ³ L h
де R Е - еквівалентна динамічна навантаження, Н
w - кутова швидкість відповідного валу,
m = 3 - для кулькових підшипників.
Схема навантаження підшипників
Визначимо навантаження в підшипниках.
Для шарикопідшипників характерні наступні співвідношення:
R a 1 = R a 2 = F a
Швидкохідний вал.
R a1 = R a2 = 295,7 Н
R r1 = R B; R r2 = R A
R r1 = 544,9 Н
R r 2 = 731,1 Н
Малюнок 6. Схема навантаження підшипників швидкохідного валу
Проміжний вал.
R a 1 = R a 2 = 680,3 Н
R r 1 = R D; R r 2 = R З
R r 1 = 3008,5 Н
R r 2 = 2600,4 Н
Малюнок 7. Схема навантаження підшипників проміжного вала.
Тихохідний вал.
R a 1 = R a 2 = 680,3 Н
R r 1 = R Е; R r 2 = R Н
R r1 = 2371,1 Н
R r 2 = 1570,1 Н
Малюнок 8. Схема навантаження підшипників тихохідного валу
Визначення еквівалентної динамічного навантаження підшипників
Еквівалентна динамічне навантаження, Н:
де К б - коефіцієнт безпеки, знаходимо за таблицею 9.4 [4, с.133] К = 1,4;
До Т - температурний коефіцієнт, при робочій температурі до 100 ° С знаходимо за таблицею 9.5 [4, с.135] До Т = 1,0;
Х - коефіцієнт радіального навантаження, знаходимо за таблицею 9.1 [4, с.129] Х = 0,56;
V - коефіцієнт обертання, для підшипників з обертовому внутрішнім кільцем V = 1.
Швидкохідний вал.
Визначимо для кожного підшипника співвідношення
Значення коефіцієнтів і і Y для радіальних шарикопідшипників визначимо із співвідношення R a / C or за таблицею 9.2 [4, с.131].
Отримуємо е = 0,2, Y = 2,15.
Знайдемо еквівалентну динамічне навантаження.
Проміжний вал.
Визначимо для кожного підшипника співвідношення
Отримуємо е = 0,2, Y = 2,1.
Знайдемо еквівалентну динамічне навантаження.
Тихохідний вал.
Визначимо для кожного підшипника співвідношення
Отримуємо е = 0,175, Y = 2,6.
Знайдемо еквівалентну динамічне навантаження.
Визначення розрахункової динамічної вантажопідйомності
Швидкохідний вал
18898,5 ≤ 25500
Проміжний вал
35465,3 ≤ 52700
Тихохідний вал.
21363,8 ≤ 92300
Визначення базової довговічності
Швидкохідний вал.
91460,5 ³ 37230
Проміжний вал.
122156 ³ 37230
Тихохідний вал.
3002342 ³ 37230
Визначення придатності підшипників
Умова З r р ≤ З r і L 10 h ³ L h виконується, отже, попередньо вибрані підшипники придатні для конструювання підшипникових вузлів.
Висновок: в даному пункті був зроблений розрахунок редуктора. Визначено основні габаритні розміри кожної передачі. Розраховані на міцність вали кожного ступеня.
5. Змазування РЕДУКТОР
Для редукторів загального призначення застосовують безперервне змазування рідким маслом картерів непроточні способом (зануренням). Цей спосіб застосовують для зубчастих передач при окружних швидкостях
від 0,3 до 12, 5 м / с.
Вибір сорту масла залежить від значення розрахункового контактної напруги в зубах s н і фактичної окружної швидкості коліс n. По таблиці 10.29 [4, с. 241] вибираємо сорт масла І-Г-С-68.
Для двоступеневих редукторів при змазуванні зануренням обсяг масляної ванни визначають з розрахунку 0,4 ... 0,8 л олії на 1 кВт переданої потужності. Для змазування проектованого редуктора достатньо 4 л олії.
В циліндричних редукторах при зануренні у масляну ванну колеса:
де m - модуль зачеплення;
2,5 мм ≤ h м ≤ 0,25 × 393,6 = 98,4 мм
Контроль рівня масла проводиться жезлові маслоуказателе.
Для зливу масла в корпусі редуктора передбачаємо зливний отвір, що закривається пробкою М16'1, 5.
При тривалій роботі у зв'язку з нагріванням масла та повітря підвищується тиск усередині корпусу, що приводить до просочування масла через ущільнення і стики. Щоб уникнути цього, встановлюємо віддушини у верхній точці редуктора.
Так як окружна швидкість n <2 м / с, то для змащення підшипників будемо використовувати пластичний матеріал консталін жирової УТ -1.
6. КОНСТРУЮВАННЯ КОРПУСУ І деталей редуктора
Сконструіруем колесо першого ступеня
Товщина обода.
Зовнішній діаметр маточини.
Довжина ступиці.
l ст = (1,0 ... 1,5) d (69)
l ст = 1,5 · 53 = 79,5 мм
Товщина маточини.
d ст = 0,3 d
d ст = 0,3 × 53 = 15,9 мм
Товщина диска.
Сконструіруем колесо другого ступеня
Товщина обода.
Зовнішній діаметр маточини.
Довжина ступиці.
l ст = 1,5 · 75 = 112,5 мм
Товщина маточини.
d ст = 0,3 × 75 = 22,5 мм
Товщина диска.
Розрахунок товщини стінок корпусу і ребер жорсткості:
Приймаємо значення товщини стінки корпусу редуктора δ = 6 мм
Визначимо основні розміри редуктора:
1. Діаметр болтів для кріплення фундаментального фланця редуктора до рами: d 1 = M10; d 0 = 11мм;
Відстань між болтами: l в = (12 ... 15) d 1 = 15.10 = 150 мм;
Ширина фланця К = 3d = 3.10 = 30мм;
Товщина фланця b = 1,5 δ = 1,5 · 10 = 15мм; С = 1,2 · 10 = 12мм.
2. Діаметр стрижнів болтів для з'єднання фланця кришки і підстави корпусу на поздовжніх довгих сторонах редуктора, d 2 = M8; d 0 = 9мм;
Відстань між болтами l в = (12 ... 15) d = 15.8 = 120 мм;
Ширина фланця До 1 = 2,7 · 8 = 21,6 мм;
Товщина фланця b = 1,5 δ = 1,5 · 8 = 12мм; З 1 = 0,5 · 8 = 4 мм.
3. У проектованому редукторі використовуємо врізні кришки. По таблиці К18 [4, С.396] вибираємо кришки D к1 = 72 мм, D к2 = 100 мм, D к3 = 140 мм.
4. Для огляду внутрішнього стану редуктора в кришці встановлюється люк.
5. Діаметр стрижнів гвинтів з шліцом під викрутку для кріплення кришки оглядового люка до фланця, d 5 = M6;
Ширина фланця До = 2,7 · 6 = 16,2 мм;
Відстань між ними, l в = (12 ... 15) d = 13.6 = 78мм;
З = 1,2 · 6 = 7,2 мм; b 2 = 1,5 · 6 = 9мм.
6. Для фіксування корпусу редуктора щодо кришки редуктора застосовуємо два штифта, діаметр штифта d шт = 6 мм.
7. Для зручності монтажу в кришці редуктора виготовляються вушка діаметром d = 3 ∙ d = 3 ∙ 6 = 18 мм.
7. ПІДБІР І Перевірочний розрахунок МУФТ
Основною характеристикою для вибору муфти є номінальний обертаючий момент Т, Нм, встановлені стандартом. Муфти вибирають по більшому діаметру кінців з'єднувальних валів та розрахунковому моменту Т р, який повинен бути в межах номінального:
де К р - коефіцієнт режиму навантаження, таблиці 10.26 [4, с. 237] До р = 2;
Т 1-обертаючий момент на швидкохідному валу редуктора, Нм.
Вибираємо муфту пружну втулочно-пальцеву з напівмуфти під гальмо.
Муфта 125-28-I.1-28-II.2-У3 ГОСТ 21424-75.
Перевіримо обрану муфту.
де
z - число пальців, 4;
d П - діаметр пальця, d П = 14 мм.
де
Муфта задовольняє умовам вибору.
Для з'єднання тихохідного валу і валу барабана вибираємо зубчасту муфту МОЗ 56-I-56-II.2-У3 за ГОСТ 5006-83.
Обрану муфту перевіримо зминання зубів.
де К - коефіцієнт, що враховує режим роботи, К = 1,1;
b - довжина зуба, b = 10 мм;
d - діаметр ділильного кола, d = z ∙ m.
z - число зубів, z = 50;
m - модуль зачеплення, m = 2 мм;
Муфта задовольняє умовам вибору.
8. РОЗРАХУНОК шпонкових з'єднань
Призматичні шпонки: дві тихохідного валу і одну на швидкохідному валу - перевіряємо на зминання.
Під напівмуфту швидкохідного валу встановлюємо шпонку:
d = 28 мм, b = 8 мм, h = 7 мм, t 1 = 4 мм, t 2 = 3,3 мм, l = 22 мм.
Під колесо проміжного валу встановлюємо шпонку:
d = 53 мм, b = 16 мм, h = 10 мм, t 1 = 6 мм, t 2 = 4,3 мм, l = 70 мм.
Під колесо тихохідного валу встановлюємо шпонку:
d = 75 мм, b = 20 мм, h = 12 мм, t 1 = 7,5 мм, t 2 = 4,9 мм, l = 100 мм.
Під напівмуфту тихохідного валу встановлюємо шпонку:
d = 56 мм, b = 16 мм, h = 10 мм, t 1 = 6 мм, t 2 = 4,3 мм, l = 63 мм.
Умова міцності:
де F t - окружна сила на шестерні або колесі, Н;
А см = (0,94 × h - t 1) × l р - площа зминання, мм 2;
l р = l - b - робоча довжина шпонки з округленими торцями, мм;
де l - повна довжина шпонки; b, h, t 1 - стандартні розміри;
[S сж] - допустиме напруження на зминання, [s сж] = 190Н/мм 2.
Обчислимо напруга зминання для шпонки під напівмуфт.
l р = 22 - 8 = 14мм
А см = (0,94 × 7 - 4) × 14 = 36,12 мм 2
Обчислимо напруга зминання для шпонки під колесом на проміжному валу.
l р = 70 - 16 = 54мм
А см = (0,94 × 10 - 6) × 54 = 183,6 мм 2
Обчислимо напруга зминання для шпонки під колесом на тихохідному валу.
l р = 100 - 20 = 80мм
А см = (0,94 × 12 - 7,5) × 80 = 302,4 мм 2
Обчислимо напруга зминання для шпонки під напівмуфту.
l р = 63 - 16 = 47мм
А см = (0,94 × 10 - 6) × 47 = 159,8 мм 2
Всі шпонки витримують напругу зминання.
9. ТЕХНІЧНИЙ РІВЕНЬ РЕДУКТОР
Технічний рівень оцінюють кількісним параметром, що відображає співвідношення витрачених коштів та отриманого результату, який являє собою його навантажувальну здатність, як характеристики якої можна прийняти обертаючий момент Т 2, Нм, на його тихохідному валу. Об'єктивною мірою витрачених коштів є маса редуктора m, кг.
Визначення маси редуктора
Для циліндричного редуктора:
де j - коефіцієнта заповнення, визначається за графіком [4, с. 263]
в залежності від міжосьової відстані а w j = 0,34;
r = 7300 кг / м 3 - щільність чавуну;
V - умовний обсяг редуктора.
де L - найбільша довжина редуктора;
В - найбільша ширина;
Н - найбільша висота редуктора.
Визначення критерію технічного рівня редуктора
Критерій технічного рівня визначаємо шляхом розрахунку відносної маси:
За табліце12.1 [4, с. 261] визначаємо технічний рівень редуктора як низький.
ВИСНОВОК
В результаті виконання курсової роботи був розрахований двоступінчастий циліндричний редуктор з передавальними відносинами u 1 = 4, u 1 = 4,5 модулями зачеплення m 1 = 1,5, m 2 = 2,5, обертовим моментом на тихохідному валу Т т = 748, 54 Н · м і на швидкохідному валу - Т б. = 46 Н · м.
Редуктор має низький технічний рівень.
У ході виконання курсової роботи були отримані основи знань з конструювання деталей машин, оформлення конструкторської документації та розробки типових вузлів механічних систем на базі сучасних стандартів.
ЛІТЕРАТУРА
1. Дунаєв П. Ф., Льоліком О. П. Конструювання вузлів і деталей машин. Навчальний посібник для вузів. М.: Вищ. шк., 1985.
2. Дунаєв П. Ф., Льоліком О. П. Деталі машин. Курсове проектування. Навчальний посібник. М.: Висш.шк. , 1990.
3. Кудрявцев В. Н. Курсове проектування деталей машин. Навчальний посібник для вузів. Л.: Машіностроеніе1984.
4. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування з деталей машин. М.: Вища школа, 1991.