Расчет и проектирование приводной станции транспортера прямозубой передачи

Спецификация привода Артем.spw

Пояснительная записка
Шайба Н.16 ГОСТ 11872-89
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Двигатель асинхронный
M3041 ТУ16-525.564-84

Вал - шестерня.cdw

Сталь 45 ГОСТ1050-88
*Размер обеспечен инструментом
Неуказанные предельные отклонения размеров валов h14
размер обеспечить инструментом.
Направление линии зуба
Коэффициент смещения

Мой РЕДЕКТОР схема 22.cdw

Пробка.cdw

валы в ПЗ.cdw

Прилив.cdw

Эпюра.cdw

Редуктор.frw

Спецификация редуктора Логоня.spw

Вал-шестерня промежуточный
Вал-шестерня быстроходный
Шайба маслоотражательная
Винт М6 х 18 ГОСТ 11644-75
Винт М12 х 50 ГОСТ 11738-84
Мaнжета 1.1-30 х 47-1 ГОСТ 8752-79
Мaнжета 1-40 х 60-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 306 ГОСТ 8338-75
Подшипник 42208 ГОСТ 8328-75
Шпонка 1-5 х 5 х 12 ГОСТ 23360-78
Шпонка 1-6 х 6х 52 ГОСТ 23360-78
Шпонка 1-10 х 8 х 52 ГОСТ 23360-78
Шпонка 1-14 х 9 х 71 ГОСТ 23360-78
Штифт 8 х 28 ГОСТ 9464-79
Шайба 12 Н65Г ГОСТ 6402-70

ПРИВОД.cdw

Техническая характеристика:
Эл. двигатель АИР100L4
Потребляемая мощность эл. двигателя
Частота вращения вала эл. двигателя
Общее предаточное отношение редуктора
Момент на выходном валу редуктора
Режим работы ГОСТ21354-87 2
Технические требования
Смещения валов электродвигателя и редуктора не более:
Размеры для справок.

Мой редуктор вид 1.cdw

Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Общее передаточное число 19
Коэффициент полезного действия 0
Основные параметры зацеплений Таблица 1
Техническая характеристика редуктора
При окончательной сборке прокладки и крышки поставить на
пасту "Герметик" У-30М ГОСТ 13489-79
Необработанные поверхности корпусных деталей покрасить:
внутри редуктора - маслостойкой красной эмалью ПФ-133
снаружи редуктора - серой краской ПФ-115
Проверить плавность врашения валов от руки.
В редуктор залить индустриальное масло И-Г-А-68
Редуктор обкатать без нагрузки при частоте 1410 мин
в течении трех часов.
После обкатки масло в редукторе заменить.
Концевые участки валов по ГОСТ 12081-72.
Полости Ж и И редуктора заполнить
ЦИАТИМ-203 ГОСТ6257-69 на 13 объема.
* размеры для справок.
Технические требования.

Обложка.doc

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального
Уфимский государственный авиационный технический университет
Кафедра ОСНОВ КОНСТРУИРОВАНИЯ МЕХАНИЗМОВ И МАШИН
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по Деталям машин
(обозначение документа)

(Изменена ширина венца) Мой РЕДЕКТОР схема 22.cdw

ЗБ мое.cdw

Сталь 40Х ГОСТ4543-71
Радиусы скруглений 1
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий Н14
Направление линии зуба
Коэффициент смещения

Пояснительная записка ПО ДМ СХЕМА 22.doc

Выбор электродвигателя7
Выбор и обоснование оптимального варианта конструкции8
Статическое исследование редуктора11
Кинематический анализ редуктора12
Геометрический расчет зубчатых передач12
Выбор материала и термообработки зубчатых передач12
Определение допускаемых напряжений13
1.Допускаемые контактные напряжения13
2.Допускаемые изгибные напряжения14
Определение расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления зубчатой пары для тихоходной ступени15
Определение расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления зубчатой пары для быстроходной ступени16
Определение расчетного изгибного напряжения17
Расчет промежуточного вала на прочность18
Определение размеров валов зубчатых колес23
Концевые участки валов25
Выбор подшипников качения для валов редуктора28
Конструирование крышек подшипников28
Зубчатые колеса внешнего зацепления31
Манжетные уплотнения32
Смазочные устройства32
Конструирование корпусных деталей и крышек33
Крепление крышки к корпусу34
Конструирование прочих элементов редуктора35
Подбор системы смазки36
Краткое описание сборки редуктора36
Эскизы стандартных изделий37
Рассчитать и спроектировать приводную станцию транспортера по схеме 92 применить тип редуктора 22
Рисунок 1. Cхема привода 92 и редуктора 22
Сила тяги Fk = 4800H;
Тип производства – средняя серия
Привод грузоподъемной машины был сконструирован для передачи крутящего момента на барабан который обеспечивает поднятие груза со скоростью 059мс.
Привод грузоподъемной машины (рисунок 2) состоит из электродвигателя редуктора барабана троса. Электродвигатель и барабан присоединены к редуктору при помощи муфт.
Рисунок 2. Схема привода барабана
Выбор электродвигателя
Определим мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) определим по формуле:
Рвых = Fк*V = 4800*059= 2832 кВт.
Определим потребную мощность электродвигателя:
где общ = 3под.п.* 2зац* б .
Здесь п.п.= 099 – КПД подшипниковой пары;
hзац = 097– КПД зубчатой передачи;
hбар = 09 – КПД барабана.
Рэ.потр = 2832(09703*09409*09) = 342 кВт;
Определим частоту вращения барабана:
где Dб = 17*dк = 17*01* √ Fк = 17*01* √4800 = 120 мм.
пб = 60*059*1000 *150 = 75121 75 обмин.
Момент приложенный к барабану:
Тбар=(Fк*Dб)(2*1000* п* бар) = (4800*150)(2*1000*099*09) = 40404 Н*м
Момент на выходе редуктора:
Твых= Тбарп = 40404099 = 408121 409 Н*м.
По таблице таблице 24.9 [3] при условии Рэдв>=Рпотр выбираем электродвигатель 100L41430:
P = 4 кВт и асин= 1430 обмин.
Определим передаточное число привода:
и = ппб = 143075121 = 19036 1904.
Рассчитаем эквивалентное время работы в часах
L = N*1000 + 2500 = 6*1000 + 2500 = 8500 часов;
Выбор и обоснование оптимального варианта конструкции
Для того чтобы найти оптимальный вариант конструкции определим для всех 4 случаев объем и массу конструкции.
Рисунок 3 Схема редуктора
Диаметр шестерни быстроходной передачи d1б = 3434 мм;
Диаметр колеса быстроходной передачи d2б = 13566 мм;
Диаметр шестерни тихоходной передачи d1т = 4629 мм;
Диаметр колеса тихоходной передачи d2т = 22371 мм.
Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 315 мм;
Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 485 мм;
Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 85 мм;
Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 135 мм.
Объем редуктора определим по формуле:
где L = (d1б + 2*mod)2 + (d2т + 2*mod) 2 + аwб + аwт ;
Массу редуктора определим по формуле:
т = γ4(вwбd2б2+ вwтd2т2).
L = 37342 + 228712 + 85 + 135 = 353025 353 мм;
А = 353 + 3*9 = 380мм;
В = 22871 + 5*9 = 274 мм;
C = 3*9 + 31.5 +48.5 = 107 мм;
V = 11148*10 6 мм3 = 11148 л;
Диаметр шестерни быстроходной передачи d1б = 3257 мм;
Диаметр колеса быстроходной передачи d2б = 14743 мм;
Диаметр шестерни тихоходной передачи d1т = 4891 мм;
Диаметр колеса тихоходной передачи d2т = 21109 мм.
Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 349 мм;
Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 495 мм;
Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 90 мм;
Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 130 мм.
т = γ4(вwбd2б2+ вwтd2т2)
L = 35572 + 216092 + 90 + 130 = 34583 346 мм;
А = 346 + 3*9 = 373мм;
В = 21609 + 5*9 = 261 мм;
C = 3*19 + 349 + 495 = 112 мм;
V = 10904*10 6 мм3 =10904л;
Диаметр шестерни быстроходной передачи d1б = 3205 мм;
Диаметр колеса быстроходной передачи d2б = 15795 мм;
Диаметр шестерни тихоходной передачи d1т = 5406 мм;
Диаметр колеса тихоходной передачи d2т = 20594 мм.
Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 374 мм;
Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 462 мм;
Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 95 мм;
L = 36892 + 210942 + 95 + 130 = 348495 349мм;
А = 349+ 3*9 = 376мм;
В = 21094 +5*9 = 256 мм;
C = 39 + 374 + 462 = 111 мм;
V = 10684*10 6 мм3 = 10684 л;
Диаметр шестерни быстроходной передачи d1б = 2989 мм;
Диаметр колеса быстроходной передачи d2б = 17011 мм;
Диаметр шестерни тихоходной передачи d1т = 567 мм;
Диаметр колеса тихоходной передачи d2т = 1933 мм.
Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 433 мм;
Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 483 мм;
Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 100 мм;
Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 125 мм.
L = 33892 + 19832 + 100 + 125 = 341095 341мм;
А = 341+ 3*9 = 368 мм;
В = 1983 + 59 = 243 мм;
C = 39 + 433 + 483 = 119 мм;
V = 1064110 6 мм3 = 10641 л;
Рисунок 4. График объемов и масс редуктора для четырех вариантов
По графику видно что оптимальным вариантом конструкции является третий вариант т. к. в данном случае редуктор обладает минимальной массой и небольшим объемом.
Статическое исследование редуктора
Определим моменты в зубчатых колесах а также усилия в зацеплении.
Вращающий момент на выходном валу:
Т2т = Твых2 =4092 = 2045 Н*м.
Вращающий момент на шестерне тихоходной ступени:
Т1т = Т2т( зац*Uт )= 2045(097*381) = 5533 Н*м;
где з – КПД зацепления;
ит – передаточное число на тихоходной ступени;
Вращающий момент на колесе промежуточного вала:
Т2б = 2*Т1т п = 2* 5533099 = 111787 Н*м;
Вращающий момент на шестерне быстроходной ступени:
Т1б = Т2б(з *иб ) = 111787(493*097) = 23376 Н*м;
Усилия в передаче определим по следующим формулам:
Окружная сила на тихоходной ступени:
Ftт = 2* Т1тd1т = 2*55335406 = 205 кН;
Радиальная сила на тихоходной ступени:
Frт = Ftт*tg αw cos т = 205*tg 20cos 13795 = 079 кН;
Осевая сила на тихоходной ступени:
Fат = Ftт*tg т = 205*tg 13795 = 05 кН.
Окружная сила на быстроходной ступени:
Ftб = 2* Т1бd1б = 2*233763205 = 146 кН;
Радиальная сила на быстроходной ступени:
Frб = Ftб*tg αwcos б = 146*tg 20 cos 2911 = 061 кН;
Осевая сила на быстроходной ступени:
Fаб = Ftб*tg б = 146*tg 2911 = 081 кН.
Кинематический анализ редуктора
Найдем частоту вращения быстроходного вала:
пэ = п1б = 1430 обмин;
Частота вращения промежуточного вала:
ппр = п1биб = 1430493 = 290061 обмин;
Частота вращения тихоходного вала:
пт = пприт = 290061381 = 76131 обмин.
Геометрический расчет зубчатых передач
Диаметр окружности впадин у шестерни на тихоходной ступени:
df1т = d1т – 2*(с+т) = 5406 – 2*(025+25) = 4856 мм;
диаметр окружности впадин у шестерни на быстроходной ступени:
df1б = d1б – 2*(с+т) = 3205 – 2*(025+2) = 2755 мм;
диаметр окружности впадин у колеса на тихоходной ступени
df2т = d2т – 2*(с+т) = 20594 – 2*(025+25) = 20044 мм;
диаметр окружности впадин у колеса на быстроходной ступени
df2б = d2б – 2*(с+т) = 15795 – 2*(025+2) = 15345 мм;
диаметр окружности вершин у шестерни на тихоходной ступени:
dа1т = d1т +2*т = 5406 + 2*25 = 5906 мм;
диаметр окружности вершин у шестерни на быстроходной ступени:
dа1б = d1б +2*т = 3205 + 2*2 = 3605 мм;
диаметр окружности вершин у колеса на тихоходной ступени:
dа2т = d2т +2*т = 20594 + 2*25 = 21094 мм.
диаметр окружности вершин у колеса на быстроходной ступени:
dа2б = d2б +2*т = 15795 + 2*2 = 16195 мм.
Выбор материала и термообработки зубчатых передач
Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено что нагрузка допускаемая при контактной прочности зубьев определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками а следовательно малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых передач из сталей подвергнутых термообработке.
Для шестерни тихоходной ступени выберем марку стали 40Х с твердостью 45 .55 НRC и термообработку – закалка ТВЧ. Для колеса выберем марку стали 40Х с твердостью 230 260 НВ и термообработку – улучшение.
Для тихоходной ступени назначим твердость для шестерни 55 НRC и для колеса 240 НВ.
Для шестерни быстроходной ступени выберем марку стали 40Х с твердостью 45 .55 НRC и термообработку – закалка ТВЧ. Для колеса выберем марку стали 40Х с твердостью 230 260 НВ и термообработку – улучшение.
Для быстроходной ступени назначим твердость для шестерни 55 НRC и для колеса 240 НВ.
Определение допускаемых напряжений
1.Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения рассчитаем по формуле:
[Н] = ([Н]1 + [Н]2)2
где [Н]1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни тихоходной и быстроходной ступени;
[Н]2 - допускаемые контактные напряжения для колеса тихоходной и быстроходной ступени;
[Н]2 =( Нlim2*zN2)sN2.
Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса:
Нlim2 = 2*HB + 70 = 2*240 + 70 = 550 МПа.
Коэффициенты долговечности определим по формуле [2]:
где NHG – базовое число циклов нагружения;
NHE – циклическая долговечность.
По формуле определим [2]:
NHG1 = 30 * HB 24 = 30*(HRC*10) 24 = 30*550 24= 1132*10 6 ;
NHG2 = 30 * HB 24 = 30*240 24.= 155*10 6.
Циклическую долговечность определим по формуле [2]:
NHE = Н* Nк = Н*60*с*п*LH
где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса;
п – частота вращения;
LH – длительность работы (ресурс);
Н – коэффициент эквивалентности. Для заданного режима работы 2 определяем что Н = 025.
NHE1 = 025*60*1*290061*2200 = 957*10 6 ;
NHE2 = 025*60*1*73131*2200 = 251*10 6 .
Рассчитаем коэффициент долговечности:
Значение коэффициента надежности примем равным SH = 11.
Допускаемые контактные напряжения на колесе и на шестерне:
[Н]1 = 1135*13611 = 140327 МПа;
[Н]2 = 550*12211 = 610 МПа;
Допускаемое контактное напряжение:
[Н] = (140327+ 610)2 = 10065 МПа.
2.Допускаемые изгибные напряжения
Допускаемое изгибное напряжение определим по формуле:
[F] = (Flim*KFC*KFL)SF
KFC – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при односторонней нагрузке KFC=1;
KFL – коэффициент долговечности;
SF – коэффициент безопасности.
Flim2 = 18*НВ = 18*240 = 432 МПа.
Принимаем значение коэффициентов безопасности для шестерни и колеса SF = 175.
Коэффициент долговечности определим по формуле:
где NFG = 4*10 6 - базовое число циклов;
NFE – эквивалентное число циклов.
Эквивалентное число циклов определим по формуле:
NFE1 = FE*Nк1 = FE*60*с*п*LH = 014*60*1*290061*2200 = 536*10 6 ;
NFE2 = FE*Nк2 = FE*60*с*п*LH = 014*60*1*76131*2200 = 14*10 6 ;
где FE – коэффициент эквивалентности;
Nк – расчетное значение циклов.
Допускаемые изгибные напряжения равны:
[F]1 = (550*1*096)175 = 301710 МПа;
[F]2 = (432*1*115)175 = 283885 МПа.
Определение расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления зубчатой пары для тихоходной ступени
Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям произведем по формуле:
где Т1 =5533 Н*м – вращающий момент на шестерне тихоходной ступени;
kH – коэффициент нагрузки по контактным напряжениям;
ЕПр = 21*10 5 МПа – модуль упругости для стали;
d1 = 5406 мм – диаметр шестерни;
вw = 462 мм – ширина венца шестерни;
αw=20 - угол зацепления;
и = 381 – передаточное отношение тихоходной ступени.
Коэффициент нагрузки определяем по формуле:
где kH = 105 – коэффициент концентрации нагрузки [2];
kHV = 102 – динамический коэффициентю [2];
kHα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями определяется по формуле [2]:
где nCT = 7 – степень точности а С = 025 при H1 >350HB и H2 350HB.
Подставив полученные данные определим коэффициент нагрузки:
kH = 105*102*15 = 161.
Определим коэффициент торцевого перекрытия по формуле:
α= [1.88-32*(1z1 +1z2)]*cos = [188-32(121 + 180)]*cos138 = 164.
Коэффициент ZH определим по формуле [2]:
где α = 164 – коэффициент торцового перекрытия.
Подставив получаем расчетное контактное напряжение равно:
Следовательно условие прочности по контактным напряжениям выполняется т.к. :
Н = 810 МПа [Н] = 10065 МПа.
Определение расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления зубчатой пары для быстроходной ступени
Исходя из конструктивного решения уменьшим ширину венца зубчатого колеса до bw = = 24 мм рассчитав при этом допускемые контактные напряжения и проверив выполнения ли условие прочности .
где Т1 =111787 Н*м – вращающий момент на колесе быстроходной ступени;
d1 = 15795 мм – диаметр колеса;
вw = 24 мм – ширина венца колеса;
αw= 20 - угол зацепления;
и = 493 – передаточное отношение быстроходной ступени ступени.
где kH = 1025 – коэффициент концентрации нагрузки [2];
kH = 1025*102*15 = 157.
α= [1.88-32*(1z1 +1z2)]*cos = [188-32(121 + 180)]*cos 2911 = 14.
где α = 14 – коэффициент торцового перекрытия.
Н = 574МПа [Н] = 10065 МПа.
Определение расчетного изгибного напряжения
Расчет прочности зубьев по изгибным напряжениям произведем по формуле:
F = УFs*Ft*kF(вw*т)
где УFs – коэффициент формы зуба [2];
Ft – окружная сила Н;
kF – коэффициент нагрузки по изгибным напряжениям.
Для шестерни УFs = 41 для колеса УFs = 37.
Окружная сила для шестерни Ft = 205 кН для колеса Ft = 146 кН .
Рассчитаем коэффициенты нагрузки по изгибным напряжениям для шестерни и колеса:
где kF1 = 125 и kF2 = 105 – коэффициенты концентрации нагрузки для шестерни и
колеса (при вd1 = вd = 2315406 = 043 и вd2 = вd= 23120594 = 011) [2];
kFV = 103 – динамический коэффициент [2] .
kF1 = 125*103 = 1288;
kF2 = 105*103 = 108.
Получаем расчетные контактные напряжения равны:
F1 = 1288*202*10 3*41(462*25) = 714 МПа;
F2 = 108*144*10 3*375(462*2) = 505 МПа.
Следовательно условие прочности по изгибным напряжениям выполняется т.к. :
F1 = 714 МПа [F]1 = 301710 МПа;
F2 = 505 МПа [F]2 = 283885 МПа.
Расчет промежуточного вала на прочность
Рассмотрим промежуточный вал а также действующие на него нагрузки (рисунок 5).
Рисунок 5. Нагрузки действующие на промежуточный вал.
)Рассмотрим плоскость УОZ:
Рисунок 6. Плоскость УОZ.
Определим моменты Мт и Мб возникающие в плоскости УОZ:
Мб = Fаб * dwб2 = 081*157952 = 64 Н*м;
Мт = Fат * dwт2 = 05*54062 = 1352 Н*м.
Frm*31 + Mm + Mб – Frб(31 + 30) –Mm + Frm*(31+30*2) –Rby(31*2+30*2) =0
9*31 + 1352 + 64 – 061*(31 + 30) – 1352 + 079*(31 + 30*2) - Rby(31*2 + 30*2) =0
Ray = 2*Frm – Frб – Ryb = 2*079 – 061 – 101 = -004 кН.
Построим эпюры изгибающих моментов и нормальных сил в плоскости УОZ (Рисунок 6):
Мz=31 = Ray*31 = -004*31 = -124 Н*м;
М(z) = Ray *z - Frт*(z -31) +
Мz=31 = Ray *31 + Мт = -004*31 + 1352 = 1228 Н*м;
Мz=61 = Ray *61 - Frт*(z-31) + Мт= -004*61 –079*(61-31) + 1352 = -1262 Н*м;
Q2 = Ray –Frт = -004 – 079 = -083 кН;
М(z) = Ray *z – Frm(z-31) + Mm + Mб + Frб(z-21-30)
Мz=61 = Ray *61 – Frm*30 + Mm + Mб = -004*61 –079*30 + 1352 + 64 = 5138 H*м;
Мz=91 = Ray *91 – Frm*60 + Mm + Mб + Frб*30 = -004*91 – 079*60 + 1352 +64 + 061*30 =
Q3 = Ray + Frб – Frm
Q3 = -004 + 061 – 079 = - 022 кН;
Мz=31 = Rвy*31 = 101*31 = 3131 Н*м;
)Рассмотрим плоскость ZOX:
Рисунок 7 Плоскость ZOX
Построим эпюры изгибающих моментов и нормальных сил в плоскости ZОХ (Рисунок 7):
Raх + Ftт - Ftб + Ftт + Rвх = 0;
Ftт *31 - Ftб *61 + Ftт *91 + Rвх*122 = 0;
5*31 – 146*61 + 205*91 + Rвх*122 = 0;
Raх = Ftб - 2 Ftт - Rвх = 146 – 2*205 -0312 = -2952 кН.
Мz=31 = Raх*31 = -2952*31 = -91512 Н*м;
Q1 = Raх; Q1 = -2952 кН;
М(z) = Raх*z + Ftт *(z -31);
Мz=61 = Raх*61 + Ftт *(z -31) = -2952*61 + 205*(61-31) = -118572 Н*м;
Q2 = Raх + Ftт = -2952 + 205 = -0902 кН;
М(z) = Rах*z + Ftm(z-31) – Ftб(z-31-30);
Мz=61 = Ftm(61 - 31) – Ftб(61 – 31 - 30) + Rах*61 = -118572 Н*м;
Мz=91 = Rах*91 + Ftm(91 - 31) – Ftб(91 – 31 - 30) = -145632 Н*м;
Q3 = Rах + Ftm - Ftб;
Мz=25 = -Rвх*31 = -9672 Н*м;
Q4 = -Rвх = 0312 кН;
Найдем суммарный изгибающий момент:
Ма=31 = = = 9152 Н*м;
Ма=31 = = = 9233 Н*м;
Ма=61 = = = 11924 Н*м;
Ма=61 = = = 129225 Н*м;
Ма=91 = = = 152361 Н*м;
Ма=31 = = = 3277 Н*м.
Максимальный изгибающий момент М = 152361 Н*м.
Определим крутящий момент Т:
Т1 = Fтt * dm2 = 205*54062 = 55412 Н*м;
Т2 = Fбt * dб2 = 146*157952 = 115304 Н*м.
Рисунок 8. Эпюры моментов и нормальных сил.
Выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный d = 30 мм;
FaС0 = 05*10 3146*10 3= 0 03;
V - коэффициент вращения для подшипников с вращающимся внутренним кольцом V = 1;
Fa( V*Fr) = 05*10 31*079*10 3= 063 > 046.
Определим радиальную нагрузку действующую на подшипник:
Р = ( Х*V*Fr+ Y Fa)*k*kт
Где Х = 056– коэффициент радиальной нагрузки;
У = 087 – коэффициент осевой нагрузки;
K=13 15 – коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки: умеренные толчки;
Kт=1 – температурный коэффициент.
Р = (056*1*079 + 087*05)*1*14 = 123 кН;
Определим долговечность работы по формуле:
L = а1* а2*(СР) Р *10 660*п
где С = 281 кН – паспортная динамическая грузоподъемность;
Р = 123 кН – эквивалентная нагрузка;
р = 3 – для шариковых подшипников;
а1 = 1 – коэффициент надежности;
а2 = 08 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации.
L = 1*07*(281123) 3 *10 660*290061 = 9 135ч.
Необходимо соблюдение условия:
L > Lhe = Lh* = 9 135 *025 = 2284 ч;
Выбираем подшипник 306 по ГОСТ 8338-75.
Примем что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (а = тах
М = 0) а касательные напряжения - по пульсирующему циклу ( а = М = 05*). Материал вала - сталь 45
(Т = 580 МПа в = 850 МПа -1 = (04 05) в = (04 05)*850 =(340 425)= 400 МПа -1 = (02 03) в = (02 03)*850 = (170 255) = 200 МПа).
Опасным сечением является сечение где находится максимальный момент на валу - М = 152361 Н*м.
а = М = 05* = 05*Т02*d 3= 05*14563202*0032 3= 135 МПа;
а = М01*d 3 = 15236101*0032 3= 4617 МПа.
Запас прочности рассчитаем по формуле:
s = -1 ( k* аКd*KF + *M) где
k Кd = 26 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;
= 01 - коэффициент корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;
KF = 093 – масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности;
s = 400 ( 26*4617093 + 01*0) = 31
s = -1 ( k* а Кd * KF + * м) где
k Кd = 15 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при кручении;
KF = 096- фактор шероховатости поверхности;
= 009- коэффициент корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости.
s = 200(15*135093 + 009*135) = 86;
Условие прочности соблюдается:
Определение размеров валов зубчатых колес
Диаметры различных участков валов редуктора определим по формулам (рисунок 9).
d ≥ (85 95) = (85 95) = 24 27мм.
Исходя из конструктивного решения что dДв = 28 мм целесообразно назначить d = dДв = 28 мм.
Определим диаметр потшипника:
где t = 18 – высота заплечика.
dП ≥ 28 + 2*18 = 316 мм.
Принимаем dП = 30 мм;
где r = 2 – координата фаски подшипникаю
dБП ≥ 35 + 3*2 = 41 мм;
Исходя из конструктивного решения назначим dБП = dа1 = 3605.
dк ≥ 7* = 7* = 27 мм;
где f = 1 – размер фаски.
dБК ≥ 27 + 3*1 = 30 мм.
С целью унификации целесообразно назначить dП = 30мм.
Исходя из условия dП dк назначим dк = 32 мм.
dБп ≥ dП +3*r = 30 +3*2 = 36 мм.
Диаметр dБП принимаем равным dБП = 35 мм.
d ≥ (5 6) = (5 6) = 36 45 мм; d = 36 мм
dП ≥ d +2*t = 36 + 2*2 = 40 мм;
dБп ≥ dП +3*r = 40+ 3*25 = 475 мм;
Исходя из конструктивного решения назначим dБП = 57.
Принимаем dк = 45 мм.
Рисунок 9. Валы редуктора
Концевые участки валов
Конические концы валов изготавливают по ГОСТ 12081-72 изготавливают с конусностью 1:10 двух исполнений: с наружной и внутренней резьбой.. Коническая форма концевого участка приобрела широкое распространение и обеспечивают точное и надежное соединение возможность легкого монтажа и снятия устанавливаемых деталей.
Рисунок 10. Концевые участки валов
Для быстроходного вала:
Для тихоходного вала:
Рисунок 11. Напряжения в соединении призматической шпонкой
Для колеса тихоходной ступени с диаметром вала d = 45 мм выбираем призматическую шпонку имеющую размеры:
Длину шпонки найдем из условия прочности для призматических шпонок:
см = 4*Тh*l*d ≥ [см]
где Т - вращающий момент на колесе тихоходной ступени;
[см] = 180 МПа - допускаемое напряжение.
L = l + в = 144 + 9 = 234 мм.
C целью лучшей передачи крутящего момента от колеса к барабану принимаем L = 70 соединяя этим два колеса одновременно.
Для колеса промежуточной ступени с диаметром вала 32 мм выбираем призматическую шпонку имеющую размеры:
где Т - вращающий момент на колесе промежуточной ступени;
[см] = 180 МПа - допускаемое напряжение;
L = l + в = 78 + 10 = 178 мм.
C целью лучшей передачи крутящего момента принимаем L = 49 соединяя этим колесо и шестерню одновременно.
Для концевого участка вала быстроходной ступени со средним диаметром вала 259 мм выбираем призматическую шпонку имеющую размеры:
см = 4*Тh*l*d ≥ [см] где
Т - вращающий момент на колесе промежуточной ступени;
[см] = 110 МПа - допускаемое напряжение.
Принимаем длину шпонки L = 12 мм.
Для концевого участка вала тихоходной ступени со средним диаметром вала 331 мм выбираем призматическую шпонку имеющую размеры:
Принимаем длину шпонки L = 52 мм.
Выбор подшипников качения для валов редуктора
По ГОСТ 8338-75(стр.459[3]) подбор подшипников осуществляем по
диаметру внутреннего кольца в соответствии с принятым ранее в пункте 10 диаметром dП.
Для быстроходного вала
выберем подшипник 306 его основные параметры:
диаметр внутреннего кольца d =30 мм;
диаметр наружного кольца D =62 мм;
динамическая грузоподъемность Cr =281 кН;
статическая грузоподъемность C0r =146 кН.
Для промежуточного вала
Для тихоходного вала
выберем подшипник 42208 его основные параметры:
диаметр внутреннего кольца d =40 мм;
диаметр наружного кольца D =80 мм;
динамическая грузоподъемность Cr =32кН;
статическая грузоподъемность C0r =178 кН.
Условие выполняется.
Конструирование крышек подшипников
Размеры крышки определяются прежде всего размером внешнего кольца подшипника. В данном случае используются закладные крышки. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.
Конструкции закладных крышек:
Рисунок 12. Закладная крышка с глухим отверстием
б) с отверстием для выходного конца вала
Рисунок 13. Закладная крышка с отверстием для выходного конца вала.
Зубчатые колеса внешнего зацепления
Рисунок 14 Зубчатое колесо внешнего зацепления.
Промежуточная ступень:
dст = (15 155)d = 50;
dст = (15 155)d = 67;
Манжетные уплотнения
Манжетные уплотнения широко применяются при смазывании подшипников жидким маслом при окружной скорости до 20 мс. Они состоят из корпуса изготовленного из маслобензостойкой резины каркаса представляющего собой стальное кольцо и браслетной пружины. Каркас придает манжете жесткость и обеспечивает плотную посадку в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты вследствие чего образуется рабочая кромка шириной b = 04 06 мм плотно охватывающая поверхность вала.
Манжеты предназначенные для работы в засоренной среде. Выполняют с дополнительной рабочей кромкой называемой «пыльником».
Манжету обычно устанавливают открытой стороной внутрь корпуса.
К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла.
Смазочные устройства
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло залитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие закрываемое пробкой с конической резьбой (рисунок 15).
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатели жезловые (щупы) (рисунок 16). Исполнение наклонного щупа вызывает некоторые технологические трудности при формовке корпуса и сверлении наклонного отверстия поэтому вертикальное исполнение предпочтительнее.
Рисунок 16. Маслоуказатель.
Конструирование корпусных деталей и крышек
Размеры корпуса определяются числом и размерами размещенных в них деталях относительным их расположением и величиной зазора между ними. Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.
Зазор между колесами и стенками редуктора:
Толщина стенки корпуса редуктора
= 13* 4√Т = 13* 4√409 = 58 ≥6 мм.
Толщину стенки крышки корпуса 1 = (09 1)* где = 6 мм -
-толщина стенки корпуса. Толщину стенки крышки корпуса принимаем 1 = 6 мм. Для уменьшения массы крышки боковые стенки выполняют наклонными.
Диаметр приливов в которых располагаются подшипники определяются:
)для быстроходной ступени:
Dп = 125*D + 10 мм = 88 мм;
)для тихоходной ступени:
Dп = 125*D + 10 мм = 110 мм;
Рисунок 17. Отверстия для крепления редуктора
Диаметр винта крепления редуктора к плите:
d – диаметр винта крепления крышки и корпуса редуктора.
Крепление крышки к корпусу
Для соединения крышки с корпусом используются болты с внутренней шестигранной головкой (рисунок 18).
Размеры элементов крышки и корпуса принимают:
d = 125* 3√Твых =125* 3√409 = 928 мм; примем d = 12
Рисунок 18. Крепление крышки к корпусу
Для точного фиксирования положения крышки редуктора относительно корпуса применяются штифты (рисунок 19).
Основные параметры штифта:
dшт = (07 08)*12 = (07 08)*12 = 8 мм где
d - диаметр крепежного болта;
Конструирование прочих элементов редуктора
Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины (рисунок 20) отливая их заодно с крышкой. В данном случае проушина выполнена в виде ребра с отверстием.
d = 3*1 = 3*6 = 18 мм.
Рисунок 20. Конструкция проушины
Для заливки масла в редуктор и контроля правильности зацепления делают люк. Чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами при сборке и эксплуатации размеры люка должны быть максимально возможными. Люк закрывается стальной крышкой из листов толщиной к. При среднесерийном производстве крышку выполняют штампованной (рисунок 21). Во внутренней штампованной крышке пробиты 4 отверстия. Эта крышка окантована с двух сторон привулканизированной резиной. Наружная крышка – плоская. Вдоль длинной ее стороны выдавлены 2 гребня через которые внутренняя полость редуктора соединена с внешней средой. Пространство между внутренней и внешней крышками заполнено фильтром из синтетических нитей. Крышку крепят винтами на расстоянии (12 15)d. Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставят уплотняющую прокладку. Материал прокладки - технический картон марки А толщиной 10 15 мм. Крышка крепиться к корпусу винтами с полукруглой головкой.
k = (0010 0012)*L = (0010 0012)*190 = 2 мм;
h = (04 05)* 1 = (04 05)*6 = 3 мм.
Рисунок 21. Крышка-отдушина
Подбор системы смазки
В данном редукторе используется картерная система смазывания т.е. корпус является резервуаром для масла. Масло заливается через верхний люк. Для слива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой.
При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет свойства его ухудшаются. Браковочными признаками служат повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтому масло залитое в корпус периодически меняют.
В зависимости от контактного напряжения до 600 МПа и окружной скорости колес до 2 мс определяем требуемую вязкость масла
*10 м ²с. По вязкости определяем марку масла - масло индустриальное И-Г-А. Потребное количество масла V = 24 л.
Краткое описание сборки редуктора
Данная конструкция редуктора позволяет осуществлять независимую сборку редуктора. В первую очередь на валы устанавливаются зубчатые колеса затем упорные втулки подшипники регулировочные кольца обеспечивающие регулировку осевых зазоров маслоотражательные шайбы. Затем устанавливаются манжеты и крышки подшипников с отверстиями для концов валов. Далее в корпус устанавливаются валы а также глухие крышки. На корпус устанавливают крышку которая фиксируется штифтами затем крышка крепится стяжными болтами. На корпус устанавливают маслоуказатели и сливную пробку. Затем в корпус через отверстие люка заливают масло. После этого на крышке корпуса устанавливается крышка люка.
Эскизы стандартных изделий
Подшипник ГОСТ 8338-75
Обозначение подшипника
Подшипник ГОСТ 8328-75
Манжета ГОСТ 8752-79
Шпонка ГОСТ 23360-78
D = 18 мм; d = 12 мм; h = 12 мм; l = 62 мм.
Методические указания к выполнению расчетно-графической работы по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» Уфимск. Гос. Авиац. Техн. Ун-т; Сост.: С.С.Прокшин Б.А.Беляев А.А.Сидоренко В.А.Федоров С.М.Минигалеев.-Уфа 2006.-58с.
Детали машин: М.Н.Иванов В.А. Финогенов-8-е изд. М.: Высш. шк.2003.-408с.
Конструирование узлов и деталей машин: П.Ф.Дунаев О.П.Леликов.-8-е изд.-М.:Издательский центр «Академия» 2004.-496с.