Розрахунок і проектування приводної станції

Зміст

Завдання

Введення

1. Вибір електродвигуна

2. Вибір та обгрунтування оптимального варіанта конструкції редуктора

3 Статичне дослідження редуктора

4. Кінематичний аналіз редуктора

5. Геометричний розрахунок зубчастих передач

6. Вибір матеріалу і термообробки зубчастих передач

7. Визначення допустимих напружень

7.1 Допустимі контактні напруги

7.2 Допустимі напруги згибу

8. Визначення розрахункового контактної напруги в полюсі зачеплення зубчастої пари для тихохідної щаблі

9. Визначення розрахункового згинального напруги

10. Визначення розмірів валів зубчастих коліс і вибір підшипників

11. Розрахунок підшипників проміжного валу на довговічність

12. Розрахунок шпонок

13. Розрахунок проміжного вала на міцність

14. Розрахунок з'єднань

15. Визначення розмірів корпусних деталей

15.1 Обгрунтування вибору конструкції кришок підшипників

15.2 манжетні ущільнення

15.3 Конструювання інших елементів редуктора

20. Підбір системи змащення

21. Короткий опис збирання редуктора

22. Ескізи стандартних виробів

Список літератури

Програми

Завдання № 02

Розрахувати та спроектувати приводну станцію транспортера за схемою 91, застосувати тип редуктора 21

Швидкохідна щабель з косозубих зачепленням

тихохідна щабель з прямозубих зачепленням

Сила тяги, Fk = 8kH;

Швидкість, V = 0,21 м / с;

Тривалість роботи (ресурс), Lh = 18000час;

Режим роботи, 2;

Тип виробництва - середня серія

Введення

Привід вантажопідйомної машини був сконструйований для передачі крутного моменту на барабан, який забезпечує підняття вантажу зі швидкістю 0,21 м / с.

Привід вантажопідйомної машини (рис. 2) складається з електродвигуна, редуктора, барабана, троса. Електродвигун і барабан приєднані до редуктора за допомогою муфт. Підйом вантажу здійснюється тросом, який намотується на барабан. Барабан приводиться в рух від електродвигуна через редуктор і муфти. Редуктор здійснює підвищення крутного моменту і зниження частоти обертання до необхідної величини.

рис. 2. Схема приводу барабана

Редуктор складається з швидкохідної шевронів передачі і тихохідної прямозубой передачі. Мастило зубчатих коліс і підшипників здійснюється розбризкуванням.

Для корпусу редуктора була застосована сучасна конструкція. Всі виступаючі елементи усунені з зовнішніх поверхонь і введені всередину. Лапи під фундаментальні болти не виступають за габарити корпусу. Вушка для підйому та транспортування редуктора відлиті заодно з корпусом.

Для зручності складання корпус виконаний з роз'ємом. Площина роз'єму проходить через осі валів.

1. Вибір електродвигуна

Визначимо потужність і частоту обертання.

Споживану потужність приводу (потужність на виході) визначимо за формулою [2]:

Рвих = Ft * V = 8 * 10 ³ * 0,21 = 1680 Вт

Визначимо потрібну потужність електродвигуна [2]:

Ре.потр = Р вих / η заг,

де η заг = η б * η ОЗП * η ред * η м.

Тут η б = 0,95 - ККД барабана;

η ОЗП = 0,94 - ККД відкритої зубчастої передачі;

η ред = η п ³ * η ЗЗП ³ = 0,99 ³ * 0,97 ³ = 0,886 - ККД редуктора;

η м = 0,98 - ККД муфти.

Одержуємо:

Ре.потр = 1680 / 0,95 * 0,94 * 0,886 * 0,98 = 2,17 кВт;

Визначимо частоту обертання барабана [2]:

60 * υ

пб =,

π * Dб

де Dб = 18 * dк = 18 * 0,1 * √ Ft = 18 * 0,1 * √ 8 * 10 ³ = 160,992 мм;

Отримаємо:

60 * 0,21 * 10 ³

пб = = 24,9 об / хв.

π * 160,992

По таблиці 24.8 [2] вибираємо електродвигун 90L4/1425:

P = 2,2 кВт і п = 1425 об / хв.

Визначимо передавальне число привода [2]:

і = п / пб = 1425/24, 9 = 57,23;

Визначимо передавальне число редуктора [2]:

іред = і / іозп = 57,23 / 3 = 19,08.

Підготовка даних і розрахунків на ЕОМ

Таблиця № 1. Дані на ЕОМ

2. Вибір та обгрунтування оптимального варіанта конструкції

Для того, щоб знайти оптимальний варіант конструкції визначимо для всіх 6 випадків обсяг і масу конструкції.

рис. 2 Схема редуктора

1. Діаметр шестерні швидкохідної передачі d1б = 29,38 мм;

Діаметр колеса швидкохідної передачі d2б = 110,62 мм;

Діаметр шестерні тихохідної передачі d1т = 47,5 мм;

Діаметр колеса тихохідної передачі d2т = 232,5 мм.

Ширина колеса швидкохідної щаблі вwб = 32,5 мм;

Ширина колеса тихохідної щаблі вwт = 51,8 мм;

Міжосьова відстань швидкохідної щаблі аwб = 70 мм;

Міжосьова відстань тихохідної щаблі аwт = 140 мм.

Обсяг редуктора визначимо за формулою:

V = LAB,

Де L = d1б / 2 + d2т / 2 + аwб + аwт;

A = d2т + 2 * a;

B = вwб + вwт + 2 * з +2 * а;

Тут а = ³ √ L + 3мм;

з = (0,3 ÷ 0,5) * а.

Масу редуктора визначимо за формулою:

т = π * γ * (d1б ² * вwб + d2б ² * вwб + d1т ² * вwт + d2т ² * вwт) / 4,

де γ = 7,8 * 10 ˉ ³ г / мм ³ - питома вага сталі.

Отримаємо:

L = 29,38 / 2 + 232,5 / 2 + 70 + 140 = 340,94 мм;

а = ³ √ 340,94 + 3 = 9,99 мм;

з = (0,3 ÷ 0,5) * 9,99 = (2,997 ÷ 4,995) = 4 мм;

В = 32,5 + 51,8 + 2 * 4 + 2 * 9,99 = 112,28 мм;

А = 232,5 + 2 * 9,99 = 252,48 мм;

V = 340,94 * 112,28 * 252,48 = 9665122,04 мм ³;

т = π * 7,8 * 10 ˉ ³ * (29,38 ² * 32,5 + 110,62 ² * 32,5 + 47,5 ² * 51,8 +

+232,5 ² * 51,8) / 4 = 20,47 кг.

2. d1б = 27,59 мм d2б = 122,41 мм d1т = 52,5 мм d2т = 227,5 мм

вwб = 37 мм вwт = 48,6 мм аwб = 75 мм аwт = 140 мм.

L = 27,59 / 2 + 227,5 / 2 + 75 + 140 = 342,545 мм;

а = ³ √ 342,545 + 3 = 9,996 мм;

з = (0,3 ÷ 0,5) * 9,996 = (2,999 ÷ 4,998) = 4 мм;

В = 37 + 48,6 + 2 * 4 + 2 * 9,996 = 113,592 мм;

А = 227,5 + 2 * 9,996 = 247,542 мм;

V = 342,545 * 113,592 * 247,542 = 9631951,22 мм ³;

т = π * 7,8 * 10 ˉ ³ * (27,59 ² * 37 + 122,41 ² * 37 +52,5 ² * 48,6 + 227,5 ² * 48,6) /

/ 4 = 19,79 кг.

3. d1б = 27,53 мм d2б = 132,47 мм d1т = 55 мм d2т = 215 мм

вwб = 37,2 мм вwт = 50,9 мм аwб = 80 мм аwт = 135 мм.

L = 27,53 / 2 + 215 / 2 + 80 + 135 = 336,265 мм;

а = ³ √ 336,265 + 3 = 9,95 мм;

з = (0,3 ÷ 0,5) * 9,95 = (2,985 ÷ 4,975) = 4 мм;

В = 37,2 + 50,9 + 2 * 4 +2 * 9,95 = 116 мм;

А = 215 + 2 * 9,95 = 234,9 мм;

V = 336,265 * 116 * 234,9 = 9162683,23 мм ³;

т = π * 7,8 * 10 ˉ ³ * (27,53 ² * 37,2 + 132,47 ² * 37,2 + 55 ² * 50,9 +

+215 ² * 50,9) / 4 = 19,52 кг.

4. d1б = 25.76 мм d2б = 144,24 мм d1т = 60 мм d2т = 210 мм

вwб = 43,1 мм вwт = 49,5 мм аwб = 85 мм аwт = 135 мм.

L = 25,76 / 2 + 210 / 2 + 85 + 135 = 337,88 мм;

а = ³ √ 337,88 + 3 = 9,96 мм;

з = (0,3 ÷ 0,5) * 9,96 = (2,99 ÷ 4,98) = 4 мм;

В = 43,1 + 49,5 + 2 * 4 +2 * 9,96 = 120,52 мм;

А = 210 + 2 * 9,96 = 229,92 мм;

V = 337,88 * 120,52 * 229,92 = 9362640,74 мм ³;

т = π * 7,8 * 10 ˉ ³ * (25,76 ² * 43,1 + 144,24 ² * 43,1 + 60 ² * 49,5 +

+210 ² * 49,5) / 4 = 20,12 кг.

5. d1б = 24 мм d2б = 156 мм d1т = 65 мм d2т = 195 мм

вwб = 50,8 мм вwт = 48,7 мм аwб = 90 мм аwт = 130 мм.

L = 24 / 2 + 195 / 2 + 90 + 130 = 329,5 мм;

а = ³ √ 329,5 + 3 = 9,91 мм;

з = (0,3 ÷ 0,5) * 9,91 = (2,97 ÷ 4,95) = 4 мм;

В = 50,8 + 48,7 + 2 * 4 +2 * 9,91 = 127,32 мм;

А = 195 + 2 * 9,91 = 214,82 мм;

V = 329,5 * 214,82 * 127,32 = 9012115,75 мм ³;

т = π * 7,8 * 10 ˉ ³ * (4 лютого ² * 50,8 + 156 ² * 50,8 + 65 ² * 4 8,7 +

+195 ² * 4 8.7) / 4 = 20,35 кг.

6. d1б = 25,29 мм d2б = 174,71 мм d1т = 70 мм d2т = 190 мм

вwб = 48,5 мм вwт = 48,9 мм аwб = 100 мм аwт = 130 мм.

L = 25,29 / 2 + 190 / 2 + 100 + 130 = 337,65 мм;

а = ³ √ 337,65 + 3 = 9,96 мм;

з = (0,3 ÷ 0,5) * 9,96 = (2,99 ÷ 4,98) = 4 мм;

В = 48,5 + 48,9 + 2 * 4 +2 * 9,96 = 125,32 мм;

А = 190 + 2 * 9,96 = 209,92 мм;

V = 329,5 * 214,82 * 127,32 = 9012115,75 мм ³ 4

т = π * 7,8 * 10 ˉ ³ * (25,29 ² * 48,5 + 174,71 ² * 48.5 + 70 ² * 48,9 +

+190 ² * 48.9) / 4 = 21,53 кг.

За отриманими значеннями обсягів і мас побудуємо графік для всіх шести випадків і за графіком виберемо оптимальний варіант.

рис. 3 Графік обсягів і мас редуктора для шести варіантів

По графіку видно, що оптимальним варіантом конструкції є третій варіант, оскільки в даному випадку редуктор має мінімальну масою і невеликим обсягом.

3. Статичне дослідження редуктора

Визначимо моменти в зубчастих колесах, а також зусилля в зачепленні.

Обертаючий момент на колесі тихохідної ступені:

Т2тк = Т2т / η п = 240,4 / 0,99 = 242,82 Н * м;

Обертаючий момент на шестірні тихохідної ступені:

Т2тк

Т1тш =,

η з * ит

де η з - ККД зачеплення;

іт - передавальне число на тихохідної ступеня;

Отримаємо:

242,82

Т1тш = = 64,02 Н * м;

0,97 * 3,91

Обертаючий момент на колесі проміжного валу:

Т1тш 64,02

Т2б = = = 32,33 Н * м;

2 * η п 2 * 0,99

Обертаючий момент на шестірні швидкохідної ступені:

Т2б 32,33

Т1б = = = 6,93 Н * м;

η з * ІБ 0,97 * 4,81

Обертаючий момент на вході в редуктор:

рис. 4 Схема зусиль у зачепленні

4. Кінематичний аналіз редуктора

Знайдемо частоту обертання швидкохідного валу:

пе = п1б = 1425 об / хв;

Частота обертання проміжного валу:

п2б = п1т = п1б/іб = тисячу чотиреста двадцять-п'ять / 4,81 = 296,3 об / хв;

Частота обертання тихохідного валу:

п2т = п1т/іт = 296,3 / 3,91 = 75,8 об / хв;

Частота обертання барабана:

пб = п2т/іозп = 75,8 / 3 = 25,3 об / хв;

За формулою ω = π * п/30 визначимо відповідні кутові швидкості:

ω 1б = π * п1б / 30 = π * 1425/30 = 149,15 з ˉ ¹;

ω 2т = π * п2т / 30 = π * 78,5 / 30 = 8,2 с ˉ ¹;

ω 2б = ω 1т = π * п2б / 30 = π * 296,3 / 30 = 31,02 з ˉ ¹;

ω б = π * пб / 30 = π * 24,9 / 30 = 2.61 з ˉ ¹.

Визначимо окружні швидкості на швидкохідної ступені:

υ 1б = Т1б * ω 1б / Ft1б = 6,93 * 149,15 / 0,503 = 2,055 м / с;

υ 2б = Т2б * ω 2б / Ft2б = 32,33 * 31,02 / 0,488 = 2,055 м / с;

Визначимо окружні швидкості на тихохідної ступені:

υ 1т = Т1тш * ω 1т / Ft1т = 64,02 * 31,02 / 2,328 = 0,853 м / с;

υ 2т = Т2тк * ω 2т / Ft2т = 242,82 * 8,2 / 2,259 = 0,88 м / с;

5. Геометричний розрахунок зубчастих передач

Тихохідна прямозубих щабель

діаметр ділильного кола у шестерні [1]:

d1 = т * z1 = 2,5 * 22 = 55 мм;

діаметр ділильного кола у колеса [1]:

d2 = т * z2 = 2,5 * 86 = 215 мм;

діаметр початкового кола у шестерні [1]:

dw1 = 2 * aw / (і +1) = 2 * 135 / (3,91 +1) = 54,99 мм;

діаметр початкового кола у колеса [1]:

dw2 = 2 * aw * і / (і +1) = 2 * 135 * 3,91 / (3,91 +1) = 215 мм;

діаметр основного кола у шестерні [1]:

dв1 = т * z1 * cos α = 2,5 * 22 * cos 20 º = 51,68 мм;

діаметр основного кола у колеса [1]:

dв2 = т * z2 * cos α = 2,5 * 86 * cos 20 º = 202 ​​мм;

діаметр окружності западин у шестерні [1]:

df1 = d1 - 2 * (с + т) = 55 - 2 * (0,25 +2,5) = 49,5 мм;

діаметр окружності западин у колеса [1]:

df2 = d2 - 2 * (с + т) = 215 - 2 * (0,25 +2,5) = 209,5 мм;

діаметр окружності вершин у шестерні [1]:

dа1 = d1 +2 * т = 55 + 2 * 2,5 = 60 мм;

діаметр окружності вершин у колеса [1]:

dа2 = d2 +2 * т = 215 + 2 * 2,5 = 220 мм.

Швидкохідна косозубая щабель

діаметр ділильного кола у шестерні [1]:

d1 = т * z1/соs β = 1,5 * 16 / соs 29,329 º = 27,53 мм;

діаметр ділильного кола у колеса [1]:

d2 = т * z2/соs β = 1,5 * 77 / соs 29,329 º = 132,48 мм;

діаметр початкового кола у шестерні [1]:

dw1 = 2 * aw / (і +1) = 2 * 80 / (4,81 +1) = 27,54 мм;

діаметр початкового кола у колеса [1]:

dw2 = 2 * aw * і / (і +1) = 2 * 80 * 4,81 / (4,81 +1) = 132,46 мм;

діаметр основного кола у шестерні [1]:

dв1 = т * z1 * cos α = 1,5 * 16 * cos 20 º = 22,55 мм;

діаметр основного кола у колеса [1]:

dв2 = т * z2 * cos α = 1,5 * 77 * cos 20 º = 108,53 мм;

діаметр окружності западин у шестерні [1]:

df1 = d1 - 2 * (с + т) = 27,53 - 2 * (0,25 +1,5) = 24,03 мм;

діаметр окружності западин у колеса [1]:

df2 = d2 - 2 * (с + т) = 132,48 - 2 * (0,25 +1,5) = 128,98 мм;

діаметр окружності вершин у шестерні [1]:

dа1 = d1 +2 * т = 27,53 + 2 * 1,5 = 30,53 мм;

діаметр окружності вершин у колеса [1]:

dа2 = d2 +2 * т = 132,48 + 2 * 1,5 = 135,48 мм.

7. Вибір матеріалу і термообробки зубчастих передач

Практикою експлуатації та спеціальними дослідженнями встановлено, що навантаження, що допускається при контактної міцності зубів, визначається в основному твердістю матеріалу. Високу твердість у поєднанні з іншими характеристиками, а отже, малі габарити і масу передачі можна отримати при виготовленні зубчастих передач зі сталей, підданих термообробці.

Для шестерні тихохідної щаблі виберемо марку сталі 45 з твердістю 241 ... .285 НВ і термообробку - поліпшення. Для колеса виберемо марку сталі 45 з твердістю 192 ... 240 НВ і термообробку - поліпшення.

Для тихохідної щаблі призначимо твердість для шестірні 270 НВ і для колеса 230 НВ [3].

Для шестерні швидкохідної щаблі виберемо марку сталі 45 з твердістю 241 ... .285 НВ і термообробку - поліпшення. Для колеса виберемо марку сталі 45 з твердістю 192 ... 240 НВ і термообробку - поліпшення.

Для швидкохідної щаблі призначимо твердість для шестірні 270 НВ і для колеса 230 НВ [3].

1. Допустимі контактні напруги

Допустимі контактні напруги розрахуємо за формулою:

[Σ Н] 1 + [σ Н] 2

[Σ Н] =,

2

де [σ Н] 1 - допустимі контактні напруження для шестерні тихохідної ступеня;

[Σ Н] 2 - допустимі контактні напруження для колеса тихохідної ступеня;

[Σ Н] 1 = σ Нlim1 * zN1/sN1;

[Σ Н] 2 = σ Нlim2 * zN2/sN2;

Розрахуємо межі витривалості для шестірні і колеса [3]:

σ Нlim1 = 2 * HB + 70 = 2 * 270 + 70 = 610 МПа;

σ Нlim2 = 2 * HB + 70 = 2 * 230 + 70 = 530 МПа;

Коефіцієнти довговічності визначимо за формулою [3]:

zN = √ NHG / NHE,

де NHG - базове число циклів навантаження;

NHE - циклічна довговічність;

За графіком визначимо [3]:

NHG1 = 11 * 10

NHG2 = 10 * 10

Циклічне довговічність визначимо за формулою [3]:

NHE = μ Н * Nк = μ Н * 60 * з * п * LH,

Де з - число зачеплень зуба за один оборот колеса;

п - частота обертання;

LH - тривалість роботи (ресурс);

μ Н - коефіцієнт еквівалентності. Для заданого режиму роботи 2 визначаємо, що μ Н = 0,25;

Отримаємо:

NHE1 = 0,25 * 60 * 1 * 296,4 * 18 000 = 80 * 10;

NHE2 = 0,25 * 60 * 1 * 75,8 * 18 000 = 20,47 * 10;

Розрахуємо коефіцієнт довговічності:

zN1 = √ NHG1/NHE1 = 11 * 10 / 80 * 10 = 0,72;

zN2 = √ NHG2/NHE2 = 10 * 10 / 20,47 * 10 = 0,89;

тому що знайдені числові значення коефіцієнтів довговічності не задовольняють умові 1 ≤ zN ≤ 2,4 [3]. То для колеса та шестерні приймаємо zN = 1.

Значення коефіцієнта надійності приймемо рівним SH = 1,1.

Допустимі контактні напруги на колесі і на шестерні:

[Σ Н] 1 = 610 * 1 / 1, 1 = 554 МПа;

[Σ Н] 2 = 530 * 1 / 1, 1 = 481 МПа;

Допустиме контактне напруження:

554 + 481

[Σ Н] = = 518 МПа.

2

2. Допустимі напруги згибу

Допустиме напруги згибу визначимо за формулою [3]:

[Σ F] = σ Flim * KFC * KFL / SF,

де σ Flim - межа витривалості зубів по напруженням вигину, МПа;

KFC - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього прикладання навантаження (при односторонній навантаженні KFC = 1;

KFL - коефіцієнт довговічності;

SF - коефіцієнт безпеки;

Розрахуємо межі витривалості для шестірні і колеса [3]:

σ Flim1 = 1,8 * НВ = 1,8 * 270 = 486 МПа;

σ Flim2 = 1,8 * НВ = 1,8 * 230 = 414 МПа;

Приймаємо значення коефіцієнтів безпеки для шестірні і колеса SF = 1,75 [3];

Коефіцієнт довговічності визначимо за формулою [3]:

KFL = √ NFG / NFE,

де NFG = 4 * 10 - базове число циклів;

NFE - еквівалентне число циклів;

Еквівалентне число циклів визначимо за формулою:

NFE1 = μ FE * Nк1 = μ FE * 60 * з * п * LH = 0,14 * 60 * 1 * 296,3 * 18 000 = 44,8 * 10;

NFE2 = μ FE * Nк2 = μ FE * 60 * з * п * LH = 0,14 * 60 * 1 * 75,8 * 18 000 = 11,46 * 10;

де μ FE - коефіцієнт еквівалентності;

Nк - розрахункове значення циклів;

Отримаємо:

KFL1 = √ 4 * 10 / 44,8 * 10 = 0,668;

KFL2 = √ 4 * 10 / 11,46 * 10 = 0,839;

Отримані значення коефіцієнтів довговічності не задовольняють умові 1 ≤ KFL ≤ 2 [3], тоді для колеса та шестерні приймаємо KFL = 1.

Допустимі напруги згибу рівні:

[Σ F] 1 = 486 * 1 * 1 / 1, 75 = 278 МПа;

[Σ F] 2 = 414 * 1 * 1 / 1, 75 = 237 МПа.

7. Визначення розрахункового контактної напруги в полюсі зачеплення зубчастої пари для тихохідної щаблі

Значення розрахункових контактних напружень однакові для шестірні і колеса, тому розрахунок виконуємо тільки для шестерні.

Розрахунок міцності зубів за контактними напруженням для прямозубой передачі зовнішнього зачеплення зробимо за формулою [3]:

Т1Тш * kH * ЕПР (і + 1)

σ Н = 1,18 * √ * ≤ [σ Н],

d1 ² * вw * sin 2 α w і

де Т1Тш - обертаючий момент на шестірні тихохідної ступеня;

kH - коефіцієнт навантаження по контактним напруженням;

ЕПР = 2 * 10 МПа - модуль пружності для сталі;

d1 = 55 мм - діаметр шестерні;

вw = 50,9 мм - ширина вінця шестерні;

α w = 20 º - кут зачеплення;

і = 3,91 - передавальне відношення тихохідної щаблі.

Коефіцієнт навантаження визначаємо за формулою:

kH = k Hβ * kHV,

де k Hβ = 1,02 - коефіцієнт концентрації навантаження (при ψ ВD = в / d = = 0,93) [3];

kHV = 1,03 - динамічний коефіцієнт (при υ = π * d * п/30 =

= Π * d * Пб * іозп * і/30 = 1,68 м / с);

Тоді:

kH = 1,02 * 1,03 = 1,0506;

Отримуємо розрахункове контактна напруга дорівнює:

64,02 * 10 ³ * 1,0506 * 2 * 10 (3,91 + 1)

σ Н = 1,18 * √ * = 488 МПа;

55 ² * 50,9 * sin40 º 3,91

Отже, умова міцності по контактним напруженням виконується, так як:

σ Н = 488 МПа <[σ Н] = 518 МПа.

7. Визначення розрахункового згинального напруги

Розрахунок міцності зубів за напруги згибу зробимо за формулою [3]:

σ F = УFs * Ft * kF / вw * т,

де УFs - коефіцієнт форми зуба;

Ft - окружна сила, Н;

kF - коефіцієнт навантаження по напруги згибу;

Для шестерні УFs = 4,08 (при z = 22 і х = 0), для колеса УFs = 3,73 (при z = 86 і х = 0) [3].

Окружна сила для шестерні Ft = 2,328 кН, для колеса Ft = 2,259 кН.

Розрахуємо коефіцієнти навантаження по напруги згибу для шестірні і колеса [3]:

kF = kFβ * kFV,

де k Fβ 1 = 1,05 і k Fβ 2 = 1 - коефіцієнти концентрації навантаження для шестірні і колеса (при ψ вd1 = в / d = = 0,93 і ψ вd2 = в / d = = 0,24) [3 ];

kHV = 1,02 - динамічний коефіцієнт (при υ = π * d * п/30 =

= Π * d * Пб * іозп * і/30 = 1,68 м / с);

Тоді:

kF1 = 1,05 * 1,02 = 1,071;

kF2 = 1 * 1,02 = 1,02;

Отримуємо розрахункові контактні напруги рівні:

σ F1 = 4,08 * 2,328 * 10 ³ * 1,071 / 50,9 * 2,5 = 80 МПа;

σ F2 = 3,73 * 2,259 * 10 ³ * 1,02 / 50,9 * 2,5 = 68 МПа;

Отже, умова міцності по напруги згибу виконується, так як:

σ F1 = 80 МПа <[σ F] 1 = 278 МПа;

σ F2 = 68 МПа <[σ F] 2 = 237 МПа.

7. Визначення розмірів валів зубчастих коліс і вибір підшипників

Діаметри різних ділянок валів редуктора визначимо за формулами [2]:

швидкохідний вал

d ≥ (7 ... 8) ³ √ T1Б = (7 ... 8) ³ √ 6,93 = (13,3 ... 15,25) = 15 мм;

dП ≥ d +2 * t,

де t = 2 - висота буртика [2];

Отримаємо:

dП ≥ 15 + 2 * 2 = 19 мм;

Приймаються dП = 20 мм;

dБП ≥ dп +3 * r,

де r = 1,6 - координата фаски підшипника;

Отримаємо:

dБП ≥ 20 + 3 * 1,6 = 24,8 мм;

діаметр dБП округляємо в найближчу бік до стандартного значення dБП = 24 мм.

проміжний вал

dк ≥ (6 ... 7) ³ √ T1тш ​​= (6 ... 7) ³ √ 64,02 = (24 ... 28) = 25 мм;

dБК ≥ dк +3 * f,

де f = 1 - розмір фаски [2];

Отримаємо:

dБК ≥ 25 + 3 * 1 = 28 мм;

dП = dк - 3 * r = 25 - 3 * 1,6 = 20,2 мм;

діаметр dП округляємо в найближчу бік до стандартного значення

dП = 20 мм;

dБп ≥ dП +3 * r = 20 +3 * 1,6 = 24,8 мм;

діаметр dБП округляємо в найближчу бік до стандартного значення

dБП = 24 мм.

Тихохідний вал

d ≥ (5 ... 6) ³ √ T2тк = (5 ... 6) ³ √ 242,82 = (31,5 ... 37,8) = 36 мм;

dП ≥ d +2 * t = 36 + 2 * 2 = 40 мм;

dБп ≥ dП +3 * r = 40 + 3 * 1,6 = 44,8 мм;

діаметр dБП округляємо в найближчу бік до стандартного значення

dБП = 42 мм;

dк = dБП = 42 мм.

рис.5 Вали редуктора

Для швидкохідного валу вибираємо роликові радіальні підшипники з короткими циліндричними роликами тип 2000: d = 20 мм, D = 47 мм, В = 14 мм, r = 1,5 мм і вантажопідйомність С = 11,9 кН;

Для тихохідного вала обираємо кулькові радіальні однорядні підшипники 208 легкої серії: d = 40 мм, D = 80 мм, В = 18 мм, r = 2 мм і вантажопідйомність С = 25,6 кН;

Для проміжного вала вибираємо кулькові радіальні однорядні підшипники 304 легкої серії: d = 20 мм, D = 47 мм, В = 14 мм,

r = 1,5 мм і вантажопідйомність С = 10 кН.

11.

Розрахунок підшипників проміжного валу на вантажопідйомність

Розглянемо проміжний вал, а також діючі на нього навантаження:

рис. 6 діючі навантаження на проміжний вал

Визначимо реакції, що виникають у підшипниках від зусиль Ft2Б і Ft1т в площині Оуz:

Ra1 = RB1 = Σ Ft / 2 = -2 * Ft2б + Ft1т / 2 = -2 * 0,488 + 2,328 / 2 = 0,676 кН;

Визначимо реакції, що виникають у підшипниках від зусиль Fr2Б і Fr1т в площині ОXZ:

Ra2 = RB2 = Σ Fr / 2 = -2 * Fr2б + Fr1т / 2 = -2 * 0,204 + 0,847 / 2 = 0,2195 кН;

Реакції в підшипниках від зусиль:

Ra = RB = √ Ra1 ² + R a2 ² = √ 0,676 ² + 0,2195 ² = 0,711 кН.

Визначимо радіальне навантаження, що діє на підшипник [3]:

Р = Х * V * Ra * k σ * kт,

Де Х = 1 - коефіцієнт радіального навантаження;

V = 1 - коефіцієнт обертання;

K σ = 1,3 ... 1,5 - коефіцієнт безпеки, що враховує характер навантаження: помірні поштовхи;

Kт = 1 - температурний коефіцієнт.

Отримаємо:

Р = 1 * 1 * 0,711 * 1,4 * 1 = 0,995 кН;

Визначимо довговічність роботи за формулою [3]:

р

L = а1 * а2 * (З / р) * 10 / 60 * п,

де С = 10 кН - паспортна динамічна вантажопідйомність;

Р = 0,995 кН - еквівалентна навантаження;

р = 3 - для кулькових підшипників;

а1 = 1 - коефіцієнт надійності;

а2 = 0,75 - узагальнений коефіцієнт спільного впливу якості металу та умов експлуатації;

отримаємо:

L = 1 * 0,75 * (10 / 0,995) ³ * 10 / 60 * 296,3 = 42826 ч;

Необхідно дотримання умови:

L> Lhe = Lh * μ = 18000 * 0,25 = 4500 год;

42826 год> 4500 год

12. Розрахунок проміжного вала на міцність

Визначимо відстані між перерізами валу:

а = 31 мм;

b = 38 мм;

Побудуємо епюри згинальних моментів у вертикальній площині (мал. 7):

1. М (z) = Ra1 * z, при 0 <z <a;

М (0) = Ra1 * 0 = 0;

М (а) = Ra1 * а = 676 * 0,031 = 20,96 Н * м;

2. М (z) = Ra1 * (а + z) + Ft2б * z, при а <z <(a + b);

М (0) = Ra1 * а = 676 * 0,031 = 20,96 Н * м;

М (b) = Ra1 * (а + b) + Ft2б * b = 676 * (0,031 + 0,038) + 488 * 0,038 = 65,2 Н * м;

3. М (z) = Ra1 * (а + b + z) + Ft2б * (b + z) - Ft1т * z, при (а + b) <z <(a + b + b);

М (0) = Ra1 * (а + b) + Ft2б * b = 676 * (0,031 + 0,038) + 488 * 0,038 = 65,2 Н * м;

М (z) = Ra1 * (а + b + b) + Ft2б * (b + b) - Ft1т * b = 676 * (0,031 + 0,038 + 0,038) +

+ 488 * (0,038 + 0,038) - 2328 * 0,038 = 20,96 Н * м;

4. М (z) = RB1 * z, при 0 <z <a;

М (0) = RB1 * 0 = 0;

М (а) = RB1 * а = 676 * 0,031 = 20,96 Н * м;

Побудуємо епюри згинальних моментів у горизонтальній площині (рис. 7):

1. М (y) = Ra2 * y, при 0 <y <a;

М (0) = Ra2 * 0 = 0;

М (а) = Ra2 * а = 219,5 * 0,031 = 6,8 Н * м;

2. М (y) = Ra2 * (а + y) + Fr2б * y, при а <y <(a + b);

М (0) = Ra2 * а = 219,5 * 0,031 = 6,8 Н * м;

М (b) = Ra2 * (а + b) + Fr2б * b = 219,8 * (0,031 + 0,038) + 204 * 0,038 = 22,9 Н * м;

3. М (y) = Ra2 * (а + b + y) + Fr2б * (b + y) - Fr1т * y, при (а + b) <y <(a + b + b);

М (0) = Ra2 * (а + b) + Fr2б * b = 219,8 * (0,031 + 0,038) +204 * 0,038 = 22,9 Н * м;

М (a) = Ra2 * (а + b + b) + Fr2б * (b + b) - Fr1т * b = 219,5 * (0,031 + 0,038 + 0,038) + 204 * (0,038 + 0,038) - 847 * 0,038 = 6,8 Н * м;

4. М (y) = RB2 * y, при 0 <y <a;

М (0) = RB2 * 0 = 0;

М (а) = RB2 * а = 219,5 * 0,031 = 6,8 Н * м;

Знайдемо сумарний згинальний момент:

М Σ = √ Му ² + Мz ²;

М (0) Σ = 0;

М (а) Σ = √ М (а) 1 + М (а) 2 = √ 20,96 ² + 6.8 ² = 22,04 Н * м;

М (а + b)) Σ = √ М (b) 1 + М (b) 2 = √ 65,2 ² + 22,9 ² = 69,1 Н * м;

Максимальний згинальний момент М Σ = 69,1 Н * м,

Крутний момент Т = 64,02 Н * м.

Приймемо, що нормальні напруги змінюються по симетричному циклу (σ а = σ тах, σ М = 0), а дотичні напруги - по пульсуючому циклу (τ а = τ М = 0,5 * τ). Матеріал валу - сталь 45

(Σ Т = 580 МПа, σ в = 850 МПа, σ -1 = (0,4 ... 0,5) σ в = (0,4 ... 0,5) * 850 = (340 ... 425) = 400 МПа, τ 1 = (0,2 ... 0,3) σ в = (0,2 ... 0,3) * 850 = (170 ... 255) = 200 МПа).

Небезпечним перерізом є перетин, де знаходиться максимальний момент на валу - М Σ = 69,1 Н * м.

τ а = τ М = 0,5 * τ = 0,5 * Т / 0,2 * d ³ = 0,5 * 64,02 * 10 ³ / 02 * 55 ³ = 0,96 МПа;

σ а = М / 0,1 * d ³ = 69,1 * 10 ³ / 0,1 * 55 ³ = 4,15 МПа;

Запас міцності розрахуємо за формулою:

s σ * s τ

s =,

√ s σ ² * s τ ²

σ -1

s σ =, де

k σ * σ а / εσ * β + ψσ * σ T

k σ = 2,5 - ефективний коефіцієнт концентрацій напружень при згині;

εσ = 0,72 - масштабний фактор;

β = 1 - фактор шорсткості поверхні;

ψσ = 0,15 - коефіцієнт, коригуючий вплив постійної циклу напружень на опір втоми;

400

s σ = = 3,94;

2,5 * 4,15 / 0,72 * 1 + 0,15 * 580

τ -1

s τ =, де

k τ * τ а / ετ * β + ψτ * τ М

k τ = 1,8 - ефективний коефіцієнт концентрацій напружень при крученні;

ετ = 0,72 - масштабний фактор;

β = 1 - фактор шорсткості поверхні;

ψτ = 0,1 - коефіцієнт, коригуючий вплив постійної циклу напружень на опір втоми;

200

s σ = = 80,1;

1,8 * 0,96 / 0,72 * 1 + 0,1 * 0,96

80,1 * 3,94

s = = 3,93.

√ 80,1 ² + 3,94 ²

умова міцності дотримується:

s> [s] = 1,5.

Перевіримо статичну міцність при перевантаженнях:

σ екв = √ σ і ² + 3 * τ ² <[σ], де

σ і = 2 * М / 0,1 * d ³ = 2 * 69,1 * 10 ³ / 0,1 * 55 ³ = 8,3 МПа;

τ = Т / 0,2 * d ³ = 64,02 * 10 ³ / 0,2 * 55 ³ = 1,92 МПа;

[Σ] = 0,8 * σ T = 0,8 * 580 = 464 МПа;

σ екв = √ 8,3 ² + 3 * 1,92 ² = 8,94 МПа;

σ екв <[σ]

8,94 МПа <464 МПа.

рис. 7.

14. Розрахунок шпонок

рис. 8. Напруження в з'єднанні призматичної шпонкою

Для колеса тихохідної щаблі з діаметром вала d = 42 мм вибираємо призматичну шпонку, що має розміри [1]:

b = 12 мм;

h = 8 мм;

Довжину шпонки знайдемо з умови міцності для призматичних шпонок [2]:

σ см = 4 * Т / h * l * d ≥ [σ см], де

Т - обертаючий момент на колесі тихохідної ступеня;

h - висота шпонки;

l - довжина шпонки;

[Σ см] = 80 ... 150 МПа - напруга, що допускається;

Звідки:

l = 4 * Т / [σ см] * h * d = 4 * 242,82 * 10 ³ / 120 * 8 * 42 = 24,1 мм;

L = l + b = 24,1 + 12 = 36,1 мм;

Приймаються довжину шпонки L = 45 мм.

Для колеса швидкохідної щаблі з діаметром вала25 мм вибираємо призматичну шпонку, що має розміри [1]:

b = 8 мм;

h = 7 мм;

Довжину шпонки знайдемо з умови міцності для призматичних шпонок [2]:

σ см = 4 * Т / h * l * d ≥ [σ см], де

Т - обертаючий момент на колесі швидкохідної ступеня;

h - висота шпонки;

l - довжина шпонки;

[Σ см] = 80 ... 150 МПа - напруга, що допускається;

Звідки:

l = 4 * Т / [σ см] * h * d = 4 * 32,33 * 10 ³ / 120 * 7 * 25 = 6,2 мм;

L = l + b = 6,2 + 8 = 14,2 мм;

Приймаються довжину шпонки L = 21 мм.

14. Обгрунтування вибору конструкції кришок підшипників

Розміри кришки визначаються, передусім, розміром зовнішнього кільця підшипника. У даному випадку використовуються заставні кришки. Ці кришки не вимагають спеціального кріплення до корпусу різьбовими деталями. Вони утримуються кільцевим виступом, для якого в корпусі протачівают канавку. Щоб забезпечити поєднання торців виступу кришки і канавки корпусу по площині, на зовнішній циліндричній поверхні кришки перед торцем виступу роблять канавку.

15. Манжетні ущільнення

Широко застосовуються при змазуванні підшипників рідким маслом і при окружної швидкості до 20 м / с манжетні ущільнення. Манжета складається з корпусу, виготовленого з маслобензостойкой гуми, каркаса, що представляє собою сталеве кільце Г-образного перетину, і браслетною пружини. Каркас додає манжеті жорсткість і забезпечує щільну посаду в корпусну деталь без додаткового кріплення. Браслетна пружина стягує ущільнюючу частина манжети, внаслідок чого утворюється робоча кромка шириною

b = 0,4 ... 0,6 мм, щільно охоплює поверхню валу.

Манжети, призначені для роботи в засміченою середовищі. Виконують з додатковою робочою кромкою, званої «пильником».

Манжету зазвичай встановлюють відкритою стороною всередину корпусу.

До робочої кромці манжети в цьому випадку забезпечений хороший доступ мастила.

16. Мастильні пристрої

При роботі передач масло поступово забруднюється продуктами зносу. З плином часу воно старіє. Властивості його погіршуються. Тому масло, налите в корпус редуктора, періодично міняють. Для цієї мети в корпусі передбачають зливний отвір, що закривається пробкою з циліндричною різьбою (рис. 9). Розміри пробки:

d = М16 * 1.5 мм;

D1 = 21,9 мм;

D2 = 25 мм;

L = 24 мм;

l = 13 мм;

b = 3 мм.

рис.9. пробка

Для спостереження за рівнем масла в корпусі встановлюють маслоуказателе жезлові (щупи) (рис. 10). Виконання похилого щупа викликає деякі технологічні труднощі при формуванні корпусу та свердлінні похилого отвори, тому вертикальне виконання переважно.

рис. 10. Щуп

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, внутрішню порожнину корпусу повідомляють із зовнішнім середовищем шляхом установки віддушин в його верхніх точках (рис. 11)

рис.11.

17. Конструювання корпусних деталей і кришок

Розміри корпусу визначаються числом і розмірами розміщених в них деталях, відносним їх розташуванням і величиною зазору між ними. Для зручності складання корпус виконують роз'ємним. Площина роз'єму проходить через осі валів.

Зазор між колесами і стінками редуктора:

а = 10 мм;

Товщина стінки корпусу редуктора

δ = 2,6 * √ 0,1 * Т = 2,6 √ 0,1 * 240,4 = 5,75 ≥ 6 мм.

Приймаються δ = 6 мм.

Товщину стінки кришки корпусу δ 1 = (0,9 ... 1) * δ, де δ = 6 мм -

-Товщина стінки корпусу. Товщину стінки кришки корпусу приймаємо δ 1 = 5 мм. Для зменшення маси кришки бічні стінки виконують похилими.

Діаметр припливів, в яких розташовуються підшипники, визначаються:

Dп = 1,25 * D + 10 мм;

рис. 12

17.1 Кріплення кришки до корпусу

Для з'єднання кришки з корпусом використовуються болти з зовнішньої шестигранною головкою (рис. 13).

Розміри елементів кришки і корпусу приймають:

d = 10 мм;

К = 2,7 * d = 2,7 * 10 = 27 мм;

З = 0,5 * К = 0,5 * 27 = 13,5 мм;

рис. 13

Для точного фіксування положення кришки редуктора відносно корпусу застосовуються штифти. Розміри штифтів (рис. 14):

dшт = (0,7 ... 0,8) * d = (0,7 ... 0,8) * 10 = (7 ... 8) = 8 мм, де

d - діаметр кріпильного болта;

lшт = 26 мм.

рис. 14

17.2 Конструювання інших елементів редуктора

Для підйому і транспортування кришки корпусу і зібраного редуктора застосовують вушка (мал. 15), переливаючись їх заодно з кришкою. У даному випадку проушина виконана у вигляді ребра з отвором.

d = 3 * δ 1 = 3 * 5 = 15 мм.

рис. 15.

Для заливання масла в редуктор і контролю правильності зачеплення роблять люк. Щоб зручніше було заливати масло і спостерігати за зубчастими колесами при збірці і експлуатації, розміри люка повинні бути максимально можливими. Люк закривається сталевий кришкою з листів товщиною δ к. При середньосерійному виробництві кришку виконують штампованої (рис. 16). Для того, щоб всередину корпусу ззовні не засмоктує пил, під кришку ставлять ущільнюючу прокладку. Матеріал прокладки - технічний картон марки А товщиною 1,0 ... 1,5 мм. Кришка кріпитися до корпусу гвинтами з напівкруглою головкою.

d = δ 1 = 5 мм;

δ k = (0,010 ... 0,012) * L = (0,010 ... 0,012) * 173 = 1,73 ... 3,46 = 3 мм;

h = (0,4 ... 0,5) * δ 1 = (0,4 ... 0,5) * 5 = 2 ... 2,5 = 2 мм;

Н ≥ 0,05 * L = 0,05 * 173 = 8,65 мм.

рис. 16.

19. Підбір системи змащення

У даному редукторі використовується картерів система змащування, тобто корпус є резервуаром для масла. Масло заливається через верхній люк. Для зливу масла в корпусі передбачено зливний отвір, що закривається пробкою.

При роботі передач продукти зношування поступово забруднюють масло. З плином часу воно старіє, властивості його погіршуються. Бракувальною ознаками служать підвищений вміст води і наявність механічних домішок. Тому масло, залите в корпус, періодично міняють.

У залежності від контактного напруги до 600 МПа та окружної швидкості коліс до 2 м / с визначаємо необхідну в'язкість масла 34 * 10 м ² / с. По в'язкості визначаємо марку масла - масло індустріальне І-40 А. Потрібне кількість масла V = 4 л.

Гранично допустимий рівень занурення коліс у масляну ванну Hм = т ... 0,25 * d2т = 2,5 ... 53,75 мм = 50 мм.

21. Короткий опис збирання редуктора

Дана конструкція редуктора дозволяє здійснювати незалежну збірку редуктора. У першу чергу на вали встановлюються зубчасті колеса, потім наполегливі втулки, підшипники, регулювальні кільця, що забезпечують регулювання осьових зазорів, маслоотражательного шайби. Потім встановлюються манжети і кришки підшипників з отворами для кінців валів. Далі в корпус встановлюються вали, а також глухі кришки. На корпус встановлюють кришку, яка фіксується штифтами, потім кришка кріпиться стяжними болтами. На корпус встановлюють маслоуказателе і зливну пробку. Потім у корпус через отвір люка заливають масло. Після цього на кришці корпусу встановлюється кришка люка.

19. Ескізи стандартних виробів

Підшипник ГОСТ 8338-75

Підшипник 2204 ГОСТ 8328-75

Манжета ГОСТ 8752-79

Шпонка ГОСТ 23360-78

Болт ГОСТ 7808-70

Шайба ГОСТ 6402-70

Список літератури

1. Ануров В.І. довідник конструктора-машинобудівника: У 3-х т. Т2. -5-е вид., Перераб. І доп. - М.: Машинобудування, 1980. - 559с., Іл.

2.Дунаев П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин: Учеб. посібник для машинобуд спец. вузов.-4-е вид., перераб. і доп.-М.: Вищ. шк. ,1985-416с

3.Іванов М.М. Деталі машин: Учеб. для студентів вищ. техн. навч. закладів .- М.: Вищ. шк. ,1991-383с.