Расчет цилидрического двухступенчатого редуктора с цепной передачей

Чертеж корпус.cdw

Формовочные уклоны-3
литейные радиусы-3 5мм.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Поверхность корпуса очистить и красить
маслоотпорной краской.
Внутреняя поверхность покрытия-0
Наружная поверхность покрытия-0

Чертеж редуктора.cdw

Поверхности соединения "корпус-крышка" перед
сборкой покрыть уплотнительной пастой типа
После сборки валы редуктора должны проворачиваться
без стуков и заедания.
Редуктор обкатать по 10-15 мин на всех режимах
Технические требования

Привод и деталировка.cdw

Неуказанные отклонения размеров H14. h14
быстроходной передачи
Радиусы закруглений - 3мм.
Неуказанные предельные отклонения размеров: охватываемых
Точность зубчатого колеса в соответствии с ГОСТ
Формовочные уклоны - 3
литейные радиусы - 3 5 мм.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
- охватываемых - h14
- охватывающих - H14
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Технические требования:
Непараллельность осей звёздочек не более 0
0 мм. Смещение рабочих поверхностей шкивов звёздочек не более
Привод обкатать без нагрузки в течение не менее 1 часа. Стук и
резкий шум не допускаются.
После обкатки масло из редуктора слить и залить масло
индустриальное И-40А (ГОСТ 20799-75) в количестве 0
Ограждения условно не показаны. Ограждения
а также упругой втулочно-пальцевой муфты
установить и окрасить в оранжевый цвет.
Техническая характеристика:
Приводной электродвигатель асинхронный типа АИР160S4 по ГОСТ 28330-89.
Мощность приводного электродвигателя:
Частота вращения приводного электродвигателя:
Частота вращения выходного вала:
Передаточное отношение привода:
Крутящий момент на выходном валу:
Схема крепления привода
Входной вал-шестерня
Расстояние между вну-
Диаметр делительной окружности

SСпецификация.frw

Входной вал-шестерня
Промежуточный вал-шестерня
Паста "Герметик-прокладка
Болт фундаментный M16
Шайба концевая 7019-0622

рпз.docx

Министерство образования Республики Беларусь
Полоцкий государственный университет
Кафедра технологии конструкционных
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ
по курсу «Детали машин»
«Проектирование механического привода
согласно схемы и исходных данных »
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 4
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТЕЙ И ПЕРЕДАВАЕМЫХ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ 6
ПРОЧНОСТНОЙ И ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ. 7
1 Расчет цепной передачи 7
2Расчет материалов и допускаемых напряжений быстроходной зубчатой передачи. 9
3Расчет быстроходной зубчатой передачи. 10
4Расчет материалов и допускаемых напряжений тихоходной зубчатой передачи. 14
5Расчет тихоходной зубчатой передачи. 16
Проектный и проверочный расчет валов. 20
1 Расчет второго вала. 20
2 Расчет первого вала. 23
3Расчет третьего вала. 27
ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ 32
1Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на первом валу. 32
2Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на втором валу. 34
3Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на третьем валу. 36
ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТ. 38
РАСЧЕТ КРЕПЛЕНИЯ НА ВАЛАХ 39
ВЫБОР СИСТЕМЫСМАЗКИСМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И УПЛОТНЕНИЙ. 40
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ КОЖУХОВ ОГРАЖДЕНИЙ 41
И УСТАНОВОЧНОЙ ПЛИТЫ
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 42
Совершенствование конструкции деталей машин методов их расчета и введение новых стандартов должно находить отражение в курсовом проектировании.
Цель курсового проектирования по деталям машин – приобретение навыков проектирования. Работая над проектом мы выполняем расчеты учимся рационально выбирать материалы и форму деталей стремясь обеспечить их высокую экономичность надежность и долговечность. В проектировании широко используются ГОСТы учебная и справочная литература. Приобретенный в результате проектирования опыт будет являться основой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проекта а также для всей дальнейшей конструкторской деятельности.
Проект состоит из пояснительной записки спецификации и графической части. Объем этих документов этих документов зависит от объема всего проекта установленного учебной программой. Объем графической части составляет четыре листа формата А1.
Техническое задание на курсовой проект включает схему объема привода исходные данные (силовые кинематические и геометрические факторы срок службы характер нагрузки) и указания об объеме расчетной и графической части проекта.
По СТ СЭВ 208 75 устанавливаются следующие стадии разработки конструкторской документации.
Техническое задание являющегося исходным документом для разработки конструкторской документации проектируемого изделия.
Техническое предложение содержащее уточненные основные и дополнительные данные изделия и обоснование принятых решений.
Эскизный проект содержащий принципиальные решения.
Технический проект окончательное техническое решение дающее представление о принципах работы и устройстве изделия.
Рабочая документация содержащая необходимые данные для изготовления контроля приемки эксплуатации и ремонта изделия.
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ К ПРОЕКТИРОВАНИЮ.
В настоящей работе производится расчёт и проектирования привода общего назначения.
Тяговая сила цепи FT = 5
Шаг цепи t = 100 мм;
Скорость тяговой цепи V= 245 мc;
Число звеньев звездочки Z =12;
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.
Определяем коэффициент полезного действия привода.
= цеп · цп2 · подш3 м пс
где подш = 099 – подшипник качения
цп = 0965 – передача цилиндрическая закрытая
цеп = 095 – передача цепная
пс=098 -подшипники скольжения
= 095·09652·0993 ·098·098= 082
Определяем требуемую мощность рабочей машины:
Pрм= FV = 5·1000·245= 12250=1225 кВт;
где Fт – тяговая сила кН;
V – скорость тяговой цепи мс.
1 Расчетная мощность электродвигателя:
Ртр = 1225 082 = 14859 кВт.
Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины
для цепных конвейеров:
nрм= 601000V z·t = 60·1000·24512·100=1225 обмин.
где V – скорость конвейера мс;
z– число зубьев ведущей звездочки тягового органа;
t – шаг тяговой цепи мм.
Предварительное значение передаточных чисел для цилиндрической и цепной передачи:
Uцеп = 2 Uц.п. = 25
Расчетная частота вращения вала электродвигателя:
nэд р = 1225·125 = 153125 мин –1.
Выбор электродвигателя:
Рэд = 15 кВт – мощность
nэд = 1460 мин –1 – частота вращения
Действительное общее передаточное число привода:
Uo = 1460 1225 = 1191
Действительное передаточное число цепной передачи:
Uцеп = 1191 252 = 191
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТЕЙ И ПЕРЕДАВАЕМЫХ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ.
Силовые и кинематические параметры валов привода:
Расчет мощностей на каждом валу:
Р1 = 15·098·099=14553
Р2 = 14553·0965·099 = 139 кВт
Р3 = 139·0965·099 = 1328 кВт
Р4 = 1328·095·098 = 1224 кВт.
Расчет угловой скорости:
= 314·1460 30 = 15281 с –1
= 15281 25 = 6113 с –1
= 6113 25 = 2445 с –1
= 2445 191 = 1282 с –1.
Расчет частоты вращения:
n1 = 30·15281 314 = 1460 мин – 1
n2 = 30·6113 314 = 584 мин – 1
n3 = 30·2445 314 = 2336 мин – 1
n4 = 30·1282 314 = 1225 мин – 1.
Расчет крутящих моментов:
Т1 = 14553 15281 =9523 Н·м
Т2 = 13900 6113 = 22745 Н·м
Т3 = 13280 2445 = 54325 Н·м
Т4 = 12240 1282 = 95481 Н·м.
ПРОЧНОСТНОЙ И ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ
1Расчет цепной передачи.
Исходные данные: n1 = 584 мин-1 n2 = 2336 мин-1 u = 191
P1=1328 кВТ P2=1224 кВТ
Условия работы и расположение передачи
Межосевое расстояние а’=750; мм
Число зубьев ведущей звездочки z1= f (и)
z1=35-2u z1=35-21.9125
Число зубьев ведомой звездочки z2 - целое число
Действительное передаточное число передачи
Коэффициент эксплуатации кэ=кд какркн кскреж
где кд =12- коэффициент учитывающий динамичность передаваемой нагрузки
ка=1 - коэффициент учитывающий длину цепи (межосевое расстояние)
кр =1- коэффициент учитывающий способ регулировки натяжения цепи
кн =1- коэффициент учитывающий наклон передачи к горизонту
к с =1- коэффициент учитывающий качество смазки передачи и условия ее работы
креж =1- коэффициент учитывающий режим работы передачи Если кэ>3 то изменить тип цепи или условия эксплуатации.
Расчетная мощность передаваемая цепью кВт
Pp=P1кэкzкnкряд рад
где kz = z01z1- коэффициент числа зубьев z01 = 25;
кп = п 01n1 =2002336=0856- коэффициент частоты вращения. Ва n01 принимают ближайшую к расчетной частоту вращения из ряда n01 =50 200 400 600 800 10001200 1600 мин1;
кряд - коэффициент учитывающий число рядов цепи
Pp=132812108561=1364
Тип пепи ПР 31.75-8900 Параметры tц =3175-шаг мм; d1=953-диаметр валика мм; В=1905-длина втулкики.мм
= 3175252336(60103)=309
Ft=P1103 =1328103309=429005 H
Удельные давления в шарнирах цепи. MПа
p=Ft(dB)≤[p] где [р] -допускаемые удельные давления
p=4290059531905=2367 МПа
Число звеньев цепи или длина цепи выражсни.ш " Ш
zц = а’tц+05(z1+z2)+f1 tц а’
где f1=(z1+z2)2(42)=(25+48)2(43142)=1341
zц = 7503175+05(25+48)+1341 3175 750=6068
Расчетное межосевое расстояние при принятом zц
Действительное межосевое расстояние мм a= 09961aр=369.21
Делительные диаметры звездочек мм
d1=3175sin(25)=25345мм
d2=3175sin( 48)=48569 мм
Число ударов цепи при набегании ее на зубья звездочки и сбегании ее с них с-1 w=4z1 n1(60zц)≤[ w]. Допустимое значение [w]=508tц с-1.
w=4252336(6061)=638≤16.
Коэффициент запаса прочности цепи
n = 103F(кдFt+Fц+Ff)≤[n]
где F=89 - сила разрушающая цепь кН
Fц = mv2=383092=3629 - нагрузка от центробежных сил Н;
Ff = 981 кfта=98163836921=82582- сила от провисания цепи. Н;
к г- коэффициент провисания цепи. При вертикальном расположении передачи
кf =1 при горизонтальном кf =6
m =38- масса одного метра цепи кгм Значения [ n] =8
n = 10389(12429005+3629+82582)=101≤8
Сила нагружающая вал передачи Н F = (115 120) F (при угле наклона передачи к горизонту до 40° и без учета веса цепи).
2Расчет материалов и допускаемых напряжений быстроходной зубчатой передачи.
частота вращения n1 = 1460 мин-1 n2 = 584мин-1
передаточное число u = 25
продолжительность работы передачи: nгод = 5 лет; кгод = 05; ксут=05
Материал шестерни и зубчатого колеса
1. Материал шестерни – 40Х НВ1 = 230 в1 = 750 т1 = 520 Мпа.
2. Материал колеса – 55 НВ1 = 190 в1 = 550 т1 =340 Мпа.
Допускаемые контактные напряжения.
1. Базовое число циклов соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса NH lim1(2).
NH lim1(2)=f(HB1(2))
для шестерни NH lim1 =15 106
для колеса NH lim2 = 10106
2. Эквивалентное число циклов
NHE1(2)=60n1(2)LhcKHE
где Lh= 365кгод24·ксут·nгод – продолжительность работы передачи
Lh= 3650524·05·5 = 10950 час.
с = 1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса
KHE = Σ[(ТiТ1)0.5qн(tiLh)] – коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой
KHE = (115)306+(0515)304 = 0 1926
qH = 6 – показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость
NHЕ1 = 60146010950101926= 18474106
NHЕ2 = 605841095010 1926= 73895106
3. Коэффициент долговечности.
т.к. NН lim NНE то YN1(2) = 1
4. Предел контактной выносливости.
H lim1=f(230)=2230 + 70 = 530 МПа
H lim2=f(190)=2190 + 70 = 450 МПа
5. Допускаемые контактные напряжения.
H 1(2)=09 H lim1(2)ZN1(2)SH1(2)
где SH=1.1 – коэффициент запаса прочности
H 1=09530111 = 43363 МПа
H 2=09450111 = 36818 МПа
6. Расчетные допускаемые контактные напряжения.
Допускаемые изгибные напряжения.
1. Базовое число циклов напряжений NFlim = 4106 цикл.
2. Эквивалентное число циклов.
NFE1(2)=60n1(2)LhcKFE
KFE = Σ[(ТiТ1)qf(tiLh)] – коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой
KFE = (115)606+(0515)604 = 00532
qf = 6 – показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость
NFЕ1 = 60146010950100532= 5105106
NFЕ2 = 6058410950100532= 20421106
т.к. NF lim NFE то YN1(2) = 1
4. Предел выносливости зубьев при изгибе.
F lim1(2) = f(HB1(2))
F lim1 = f(230) = 175230 = 4025 МПа
F lim2 = f(190) = 175190 = 3325 МПа
5. Допускаемые изгибные напряжения.
FР 1(2) = 04 F lim1(2)YN1(2) YA
где YA = 1.0 – коэффициент учитывающий двухстороннее приложение нагрузки
FР 1=04402511 = 161 МПа
FР 2=04332511 = 133 МПа
Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки.
3Расчет быстроходной зубчатой передачи.
частота вращения n1 = 1460 мин-1 n2 = 584 мин-1
крутящий момент Т1 = 9523 Нм Т2 = 22745 Нм
1.Расчет межосевого расстояния и выбор основных параметров передачи.
1.1. Расчетное межосевое расстояние мм
где ka = 43 мПа13 – для косозубой передачи
ba – коэффициент ширины шестерни относительно межосевого
ba = baw = 2bd (u + 1) = 20.9 (25 + 1) = 0.514
bd – коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра
bd = b d1 = f(HB) = 0.9
kH – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
kА – коэффициент внешней динамической нагрузки
- зубчатого колеса b2 = b = ba= 0514·8466= 44мм;
- шестерни b1 = b2 + 4 = 44 + 4 = 48 мм;
Величину округляют до ближайшего значения = 100 мм в соответствии с ГОСТ .
Принимая предварительно = 19 и = 150 определяется модуль зацепления
m = 2awcos [z1(u+1)]
m = 2·100·cos 15 [19(25 + 1)] =2.91 округляем до ближайшей величины mn =3мм в соответствии с ГОСТ .
Суммарное число зубьев передачи
z = 2·100·cos 15 3 = 64.40округляем до ближайшего целого числа z = 64.
Действительный угол наклона зуба
cos = 64· 3 (2·100) = 0960
Число зубьев шестерни
z1 = 64 (25 + 1) = 18.29 округляем до ближайшего целого числа
Число зубьев зубчатого колеса
Действительное передаточное число
Диаметры зубчатых колес мм
начальных dw1(2) = mnz1(2) cos
dw1=318 0960 = 5625 мм
dw2=346 0960 = 14375 мм
вершин зубьев da1(2) = mn (z1(2) cos + 2)
da1=3(18 0960 + 2) = 6225 мм
da2=3(46 0960+ 2) = 14975мм
проверка aw = 05(dw1+ dw2) = 100 мм
2. Проверка расчетных контактных напряжений.
2.1. Окружная сила в зацеплении Н
Ft = 21039523 5625 = 338609
2.2. Окружная скорость колес мс
= 31456251460 (60103) = 43 мс
2.3. Степень точности – 9
Удельная окружная динамическая сила
где H – коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку
H = f(230 160 26 02) = 002
g0 – коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса
g0 = f(степень точности m)
Удельная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
WHtp = 338609 ·113 44= 86961Н
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
KHv = 1 + (WHv WHtp)
KHv = 1 + (3925 8696) = 1.045
Удельная расчетная окружная сила
WHt = 338609 ·113·1045·1 44 = 9089Н
Расчетные контактные напряжения МПа
где ZH – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев
ZH = 177·0960 = 16992
ZE – коэффициент учитывающий механические свойства материалов колес
Z – коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
α = [188 – 32(1z1 + 1z2)] cos
α = [188 – 32(118 + 146)]·0960 = 1.6426
Условие не удовлетворяется следовательно изменим b2=70
WHt = 338609 ·113·1045·1 70 = 5859
Расчет и корректировка параметров передачи.
= 70·02760 (314·3) = 2050 данное значение является ближайшим к значению = 205 = 1 ± 5%
Рекомендуется проектировать передачи с коэффициентом осевого перекрытия = 2.
Коэффициент учитывающий форму зуба
YFS 1(2) = f(z1(2) E x 1(2)) (x1(2) = 0) где
z1(2) E = z1(2) cos3
z1 E = 18 (0960)3 = 20.35
z2 E = 46 (0960)3 = 5199
Расчетные напряжения изгиба зуба
F1(2) = YFS 1(2) Y Y WFt mn ≤ FP1(2)
Y = 1 – 0 1400 = 0.88 – Коэффициент учитывающий наклон зуба
Y = 1 α = 0645 – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев (α = 155 – коэффициент торцевого перекрытия
F1 = 41· 088·0645· 5889 3 = 4566 МПа
F2 = 374·088·0645·5889 3 = 4165 МПа
Проверка прочности зубьев при перегрузках.
Максимальные контактные напряжения МПа
Hmax = 43364 = 53109МПа ≤ 1456 МПа
4.2. Максимальные напряжения изгиба МПа
Fmax1(2) = F1(2)(TmaxTnom) ≤ FPmax1(2)
Fmax1 = 4566·15 = 6849 МПа ≤ 416 МПа
Fmax2 = 4165·15 = 6247 МПа≤ 272МПа
Силы в зацеплении зубчатых колес
Уточненный крутящий момент на колесе
Т2 у = 22745·2.556 25 = 23251 Н·м
Ft1(2) = 2·103 T1(2) dw1(2)
Ft1 = 2·103 · 9523 5625=338609Н
Ft2 = 2·103 ·279.11 144.6 =323490 Н
Fr1(2) = Ft1(2) tg α cos
Fr1 = 338609·0324 0960= 114280Н
Fr2 = 3860·0324 0960= 109177Н
Fa1 = 338609·0.2916= 98761 H
Fa2 = 323490·0.2916 = 94351Н
4Расчет материалов и допускаемых напряжений тихоходной зубчатой передачи.
частота вращения n1 = 584 мин-1 n2 = 2336 мин-1
продолжительность работы передачи: nгод = 5 лет кгод = 05 ксут = 05
1. Материал шестерни – 55 НВ1 = 300 в1 = 900 т1 = 540 Мпа.
2. Материал колеса – 55 НВ1 = 230 в1 = 750 т1 =520 Мпа.
для шестерни NH lim1 = 25106
для колеса NH lim2 = 18106
NHЕ1 = 6058410950101926= 7390106
NHЕ2 = 6023361095010 1926= 29558106
т.к. NН lim1 NНE1 то YN1 = YN2= 1
4. Предел контактной выносливости МПа.
H lim1(2) = f(HB1(2))
H lim1 = f(300) = 2300 + 70 = 670 МПа
H lim2 = f(230) = 2230 + 70 = 530 МПа
5. Допускаемые контактные напряжения МПа.
H 1(2) = 09 H lim1(2)ZN1(2)SH1(2)
где SH = 1.1 – коэффициент запаса прочности
H 1 = 09670111 = 54818МПа
H 2 = 09530111 = 43364МПа
6. Расчетные допускаемые контактные напряжения МПа.
NFЕ1 = 6058410950100532= 2042106
NFЕ2 = 60233610950100532= 8169106
4. Предел выносливости зубьев при изгибе МПа.
F lim1 = f(300) = 175300 =525 МПа
F lim2 = f(230) = 175230 =4025 МПа
5. Допускаемые изгибные напряжения МПа.
FР 1=0452511 = 210 МПа
FР 2=04402511 = 161 МПа
5 Расчет тихоходной зубчатой передачи.
частота вращения n1 = 584мин-1 n2 = 2336 мин-1
крутящий момент Т1 = 23251 Нм Т2 = 543246 Нм
где ka = 49 МПа13 – для прямозубой передачи
ba = baw = 2bd (u + 1) = 21.2 (25 + 1) = 0.629
bd = b d1 = f(HB) = 11
- зубчатого колеса b2 = b = ba= 0629·103 65 мм;
- шестерни b1 = b2 + 4 =65+ 4 =69 мм;
Прямозубые передачи.
Принимая предварительно z1 = 19 aw = 125 мм определяем модуль зацепления
m = 2·125 [19(25 + 1)] = 3.76мм
4. Значение модуля округляем до ближайшего значения mn m = 4мм
5. Число зубьев шестерни
z1= 2125 [4(25 + 1)] = 1786принимаем z1 = 18
6. Число зубьев зубчатого колеса
z2 = 1825 = 45 принимаем z2 = 45
7. Расчетное межосевое расстояние мм
awo = 054(18+45) =126 принимаем awo = 126 мм
8. Действительное передаточное число
dw1 = 418 cos 0 = 72 мм
dw2 = 4 45 cos 0 = 180 мм
da1 = 4(18 cos 0 + 2) =80 мм
da2 = 4(45 cos 0 + 2) = 188мм
проверка aw = 05(dw1 + dw2) = 126 мм
Ft = 210323251 72 = 645857 Н
= 31472584 (60103) = 22 мс
2.3. Степень точности – 8
WHtp = 645857·11 65 = 10973 Н
KHv = 1 + (5249 10973)= 1.047
WHt = 645857·11·1047·1 65 = 11452Н
Z = 1 – коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
Условие не удовлетворяется следовательно изменим b2=105
WHt = 645857·11·1047·1 105 = 7089 Н
Проверка расчетных напряжений изгиба.
Удельная окружная динамическая сила
= 016 – коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
WFtp = 645857·135 105 = 8304 H
KFv = 1 + (WFv WFtp)
KFv = 1 + (7 8304) = 1084
WFt = 645857·135·1084·1 105=131302 Н
Y = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба
Y = 1 – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев
F1 = 44·1·1·131302 4 = 14443МПа
F2 = 378·1·1·131302 4 = 12408МПа
Hmax = 54818 = 67136 МПа ≤ 1512 МПа
Fmax1 = 14443·15 = 21665 МПа ≤ 432 МПа
Fmax2 = 12408·15 = 18612МПа ≤ 416 МПа
Т2 у =543246·25 25 = 543246Н
Ft3-2 = 2·103 ·23251 72 = 645857 Н
Ft4 = 2·103 ·543246 180= 603606 Н
Fr1 = 645857·0324 cos 0 = 209257 Н
Fr2 = 603606·0324 cos 0 = 195568Н
ПРОЕКТНЫЙ И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.
1 Расчет второго вала.
Вал передает момент:
Со стороны шестерни первого вала на зубчатое колесо действуют силы:
Со стороны зубчатого колеса третьего вала на шестерню действуют силы:
Расстояние между средними подшипниками:
l Lст2 + Lст3 + 3x +
Lст2 – длина ступицы зубчатого колеса
x – расстояние между ступицей и подшипником
=27– ширина подшипника
[] = 10 15 МПа – допускаемое напряжение
Принимаем dв = 44 мм
Lст3 = 109 – длинна ступицы шестерни
l 70 + 109 + 3·7 + 27 = 227мм
Расстояние между левым подшипником и серединой зубчатого колеса:
l1 = Lcт2 2 + x + 2 = 70 2 + 7 + 27 2 =555 мм
Расстояние между серединой шестерни и правым подшипником:
l2 = Lcт3 2 + x + 2 = 109 2 + 7 + 27 2 =75 мм
Расстояние между серединами зубчатого колеса и шестерни:
l3 = Lcт3 2 + Lcт2 2 + x = 70 2 + 109 2 + 7 =965 мм.
Опорные реакции в вертикальной плоскости
МС = RDy l + Fa12d2 2 – Fr12l1 + Fr32(l1 + l3) = 0
RDy = (– Fa12d2 2 + Fr12l1 – Fr32(l1 + l3)) l
RDy = (-9435·180 2 + 10918 ·555– 20926 (555 + 965)) 227 = -150834
= Н (обратное направление)
МD = – RСy l + Fa12d2 2 + Fr12 (l3 + l2) – Fr32l2 = 0
RCy = (Fr12 (l3 + l2) + Fa12d2 2 – Fr32l2) l
RCy = (10918 (965 + 75) + 9435 ·180 2 – 20926 ·75) 227=507.55Н
y = – RDy + RCy – Fr12 + Fr32 = -150834+50755 – 10918+ 20926 = 0
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
МС = RDxl – Ft32(l1 + l3) – Ft12l1 = 0
RDx = (Ft32 (l1 + l3) + Ft12l1) l = (64586 (555 + 965) + 32349 ·555) 227 = 511560 H
МD = – RCxl + Ft12(l3 + l2) + Ft32l2 = 0
RCx = (Ft12(l3 + l2) + Ft32l2) l = (32349(965+ 75) + 64586·75) 227=457788 Н
x = Ft32 + Ft12 – RСx – RDx = 64586 + 32349 – 511560 – 457788 = 0
В вертикальной плоскости
М2y = RCyl1 = 50755 ·555 = 2816824·мм
M2y = – RDy l2 = – 150834·75 = –11312586·мм
В горизонтальной плоскости:
МCx = RCxl1 = 457788·555 = 25407237·мм
МDx = RDxl2 = 51156·75= 38366970·мм
Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней (это сечение наиболее нагруженное)
Диаметр вала с учетом суммарного изгибающего момента под шестерней:
мм выбранное ранее сечение подходит dв =44мм.
Диаметр цапф под подшипники принимаем dп = 40 мм (кратен 5).
Буртик между зубчатым колесом и шестерней dб = 54 мм
Материал вала сталь 55
Пределы выносливости стали:
Нормальные напряжения в сечении под шестерней:
момент сопротивления для галтели т.к da2dвала
W = 314·443 32 = 835868мм3
a = 39999987835868 = 4785 МПа
Касательные напряжения:
Момент сопротивления при кручении:
Wк = 314·443 16 = 16717360МПа
а = 232508 2·16717360= 695 МПа
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночной канавкой для стали 55 с пределом прочности 900 МПа:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
-коэффициент снижения предела выносливости в рассматриваемом сечении при изгибе
=078- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
=09- коэффициент влияния параметров шероховатости
=165- коэффициент влияния поверхностного упрочнения
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
-коэффициент снижения предела выносливости в рассматриваемом сечении при кручении
Общий коэффициент запаса прочности:
где s – расчетный коэффициент запаса прочности;
[s] = 13 15 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;
[s] = 2.5 4 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;
Прочность и жесткость обеспечены.
2Расчет первого вала.
Неуравновешенная составляющая силы передаваемая муфтой.
S = 03 Ft21=0333861=10158Н
Расстояние от левого подшипника до центра шестерни:
Расстояние от правого подшипника до центра зубчатого колеса:
Принимаем dв = 36 мм
Расстояние от муфты до левого подшипника
Мв = – RAy l + Fa21d1 2 – Fr21l2 = 0
RAy = (Fa21d1 2 – Fr21l2) l
RAy = (9876·5625 2 – 11428 ·1715 ) 227 = – 74103 Н (обратное направление)
МА = RВy l + Fa21d1 2 + Fr21l1 = 0
RВy = (– Fr21l1 – Fa21d1 2) l
RВy = (–11428·555– 9876·5625 2) 227= -40177 Н (обратное направление)
y = RВy + RAy – Fr21 = 74103 + 40177 – 11428 = 0
МВ = S(f + l) – RAxl + Ft21l2 = 0
RAx = (S(f + l) + Ft21l2) l
RAx = (10158(100 + 227) + 33861·1715) 227 =402154Н
МА = Sf – Ft21l1 + RВxl = 0
RBx = (Ft21l1 – Sf) l = (33861·555– 10158·100) 227 = -38038Н
x = S + Ft21 – RAx – RBx = 10158 + 33861 – 402154–(–38038) = 0
М1y = RAy l1 = 74103·555 = 4112738Н·мм
M1y = RBy l2 =40177 ·1715 = 6890392Н·мм
Горизонтальной плоскости:
МАx = Sf = 10158·100 = 10158276 Н·мм
МВx = RBx l2 = 38038·1715 =6523448 Н·мм
Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней:
Изгибающий момент в сечении под левым подшипником:
Наиболее нагруженным является сечение под левым подшипником:
Диаметр цапф под подшипниками должны быть несколько больше dк = 36 мм и кратны 5. Принимаем dп = 30 мм.
Диаметр участка вала между выходным концом и цапфой под подшипник должен занимать промежуточное значение между данными диаметрами. Принимаем dк-п = 38 мм.
Диаметр буртика должен быть больше dв = 36 мм. Принимаем dб = 46мм.
Диаметр вала с учетом суммарного изгибающего момента под левым подшипникам:
мм выбранное ранее сечение подходит dп = 36 мм.
Материал вала сталь 55 т.к у нас вал-шестерня
Нормальные напряжения в сечении под левым подшипником:
момент сопротивления
W = 314·363 32 = 457812мм3
a = 10158276 457812 = 22188 МПа
Wк = 314·363 16 = 915624 МПа
а = 952338 2·915624 = 5.20МПа
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения галтель для стали 55 с пределом прочности 900 МПа:
=08- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
=083- коэффициент влияния параметров шероховатости
Прочность и жесткость обеспечены
3Расчет третьего вала.
Силы действующие на колесо со стороны шестерни.
Сила передаваемая цепной передачей на звездочку
Расстояние от левого подшипника до центра зубчатого колеса:
Расстояние от левого подшипника до звезды:
Lст4 = 09·dв – длина ступицы
Принимаем dв = 60 мм
Мв = RAy l – Fr34l2 = 0
RAy = 195568·152 227 = 130953Н
МА = – RВy l + Fr34l1 = 0
RВy = 195568·75 227 = 64615 Н
y = RВy + RAy – Fr34 = 64615 + 130953 – 195568= 0
МВ = RAxl – Ft34l2 + S(l + l3) = 0
RAx = (Ft34l2 – S(l + l3)) l
RAx = (60361·152 – 49428(227 + 100)) 227 =-307843 Н
МА = Sl3 + Ft34l1 – RВxl = 0
RBx = (Ft34l1 + Sl3) l
RBx = (60361·75 + 49428100) 227 = 417172 Н
x =S – Ft34 + RAx + RBx = 49428 – 60361 + (-307843)+417172 = 0
М1y = RAy l1 = 130953·75 = 98215Н·мм
M1y = RBy l2 = 64615·152 = 98215 Н Н·мм
Вертикальной плоскости:
МАx = Sl3 = 49428100 = 49427661 Н·мм
МВx = RBx l2 = 417172·152 = 63410207 Н·мм
Суммарный изгибающий момент в сечении под колесом (это сечение наиболее нагруженное)
Материал вала Сталь 55.
Диаметр выходного конца вала:
[] = 20 30 МПа – допускаемое напряжение
Принимаем dк = 45 мм.
Диаметр цапф под подшипниками должны быть несколько больше dк = 45 мм и кратны 5. Принимаем dп = 55 мм.
Диаметр участка вала между выходным концом и цапфой под подшипник должен занимать промежуточное значение между данными диаметрами. Принимаем dк-п = 50 мм.
Диаметр буртика должен быть больше dв = 60 мм. Принимаем dб = 64 мм.
Диаметр вала с учетом суммарного изгибающего момента под зубчатым колесом:
мм выбранное ранее сечение подходит dв = 60 мм.
W = d3 32 – bt(d – t)2 2d
b = 18 – ширина канавки t = 7 – глубина канавки.
W = 314·603 32 – 18·7(60 – 7)2 2·60 = 1824555 мм3
a = 641663165 1824555 = 35168 МПа
Wк = d3 16 – bt(d – t)2 2d
Wк = 314·603 16 – 18·7(60 – 7)2 2·60 = 3944055 МПа
а = 543246 2·3944055 = 689МПа
=065- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
1Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на первом валу.
RAy = 74103 Н RВy = 40177 Н RA
Внешняя осевая сила:
Частота вращения кольца:
Диаметры посадочных поверхностей вала:
Требуемая долговечность подшипника:
Шариковый радиально упорный Обозначение подшипника – 66406
Данные данного подшипника:
d = 30 мм – внутренний диметр
D = 90 мм – внешний диаметр
Сr = 43800 Н – динамическая грузоподъемность
Сor = 27600Н – статическая радиальная грузоподъемность.
Определяем осевые составляющие S и осевые силы Fа.
Определяем радиальные нагрузки:
Более нагруженным является левый подшипник.
где e = 034 – коэффициент минимальной осевой нагрузки
S = 034408924=139034Н
Значение коэффициента радиальной осевой нагрузок и коэффициента осевого нагружения определяем в зависимости от значения отношения: iFa C0r = 19876 27600= 0035i =1 – число рядов тел качения)
X = 1 Y = 0 e = 037.
Сравниваем отношение FA VFr и значение е и окончательно принимаем значения коэффициентов X Y
где V = 1 – коэффициент вращения
FA VFr = 9876 1408924= 024 е значит X = 1 Y = 0.
Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку:
Рэ = (VXFr + YFA)KбKт
где Kб =1– коэффициент безопасности
Kт =1– температурный коэффициент.
Рэ = (11408924+ 0918.92)11 = 408924
Определяем требуемую динамическую грузоподъемность:
2Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на втором валу.
RAy = 150834 Н RВy = 50755 Н RA
Шариковый радиально упорный Обозначение подшипника –46308
d = 40 мм – внутренний диметр
Сr = 50800Н – динамическая грузоподъемность
Сor = 30100Н – статическая радиальная грузоподъемность.
где e = 037 – коэффициент минимальной осевой нагрузки
S = 037533333 = 197333 Н
Значение коэффициента радиальной осевой нагрузок и коэффициента осевого нагружения определяем в зависимости от значения отношения: iFa C0r = 9435 30100 = 0.031.(i =1 – число рядов тел качения)
FA VFr = 9435 1533333= 0176 е значит X = 1 Y = 0.
Рэ = (11533333 + 09435)11 = 533333 Н
3Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на третьем валу.
RAy = 130953 Н RВy = 64615 Н RA
Тип подшипника: Шариковый радиально упорный Обозначение подшипника – 36211
d = 55 мм – внутренний диметр
D = 100 мм – внешний диаметр
Сr =58400 Н – динамическая грузоподъемность
Сor = 34200 Н – статическая радиальная грузоподъемность.
Более нагруженным является правый подшипник.
где e = 0 – коэффициент минимальной осевой нагрузки
FA VFr = 0 1422146 = 0 е значит X = 1 Y = 0.
где Kб – коэффициент безопасности
Kт – температурный коэффициент.
Рэ = (11422146 + 00)11 = 422146 Н
ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТ.
Для передачи вращающего момента от редуктора будем использовать муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП). Эти муфты общего назначения применяют для передачи вращающих моментов со смягчением ударов с помощью упругих рези6новых втулок надеваемых на пальцы.
На работу муфты существенно влияют толчки удары и колебания обусловленные характером работы приводимого в движение машины. Поэтому расчеты муфты ведут не по номинальному моменту Т а по расчетному Тр.
где кр = 15 – коэффициент режима работы
Т = 9523384 Нм – вращающий момент.
Тр = 159523384 = 142850Нмм.
Пальцы проверяем на изгиб:
где – наибольшее напряжение при изгибе в опасном сечении пальца мПа; – диаметр окружности на которой расположены пальцы;
– допускаемое напряжение при изгибе пальцев.
Окончательно вычисляем
условие прочности выполняется.
Условие прочности втулки на смятие:
где – длинна втулки;
– допускаемое напряжение на смятие для резины.
Окончательно вычисляем:
- условие прочности выполняется.
Расчет показал что принятая нами муфта полностью удовлетворяет условиям прочности.
РАСЧЕТ КРЕПЛЕНИЯ НА ВАЛАХ
Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скруглёнными концами. Материал шпонки сталь 45 нормализованная. Расчёт производим из условия прочности на смятие боковых граней шпонки выступающих из вала.
см= 2Т(dlр(h – t1)) [] см.
Допускаемые напряжения смятия при спокойной нагрузке и стальной ступице [] см=110-190 МПа (2 стр.252). при чугунной [] см следует снижать вдвое (2 стр.252).
Т крутящий момент на валу Н·м;
t1 глубина паза вала;
[см] = 100 - 120 МПа допускаемое напряжение при смятии [1].
Примем [см] =120 Мпа.
Расчёт шпонки под муфту МУВП на валу-шестерне:
Полумуфта изготовлена из Стали 45 (ГОСТ 1050-74).
Т=95.233 Н·м; d=25 мм;
b=8 мм; h=7 мм; t1=4.0мм; t2=.3.3 мм; фаска S·45 = 016-025;
Принимаем l = 18 мм.
Тогда см= (295.2331000) (2530(7-4)) = 84.65[см]=120 Мпа.
Расчёт шпонки под зубчатым колесом.
Колесо изготовлено также из Стали 45.
Т = 227.454 Н·м; d=44мм;
b=14мм; h=9мм; t1=5.5мм; t2=3.8 мм; фаска S·45 = 025-040;
Тогда см= (2227.4541000)(4428(11-7)) = 107.84[см]=120 Мпа.
Т = 543.246Н·м; d=60 мм;
b=18 мм; h=11 мм; t1=7 мм; t2=4.4 мм; фаска S·45 = 025-040;
Тогда см= (2543.2461000) (6050(11-7)) = 90.541[см]=120 Мпа.
Расчёт шпонки под звездочку цепной передачи:
Звездочку изготавливаем из Стали 35ГС.
Т=543.246Н·м; d=45 мм;
b=14 мм; h = 9 мм; t1 = 5.5 мм; t2 = 38 мм; фаска S·45 = 025 - 040;
Тогда см= (2543.2461000) (45 60(9-5.5)) = 114.97[см]=120Мпа.
ВЫБОР СИСТЕМЫСМАЗКИСМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И УПЛОТНЕНИЙ.
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров коррозии и лучшего отвода теплоты трущихся поверхностей детали должны иметь надежную смазку.
Выбираем смазочный материал. Требуемая вязкость масла зависит от контактного напряжения и окружной скорости колес. По определенным скорости и контактным напряжениям находим требуемую кинематическую вязкость и марку масла – индустриальное И – 40А.
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет свойства его ухудшаются. Поэтому масло необходимо периодически менять. Для этой цели в корпусе предусматриваем сливное отверстие закрываемое болтом. Болт создает герметичное соединение.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы этого избежать внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.
Уплотнительные устройства применяем для предохранения от вытекания смазочного материла из подшипниковых узлов а так же для защиты их от попадания извне пыли и влаги. Используем манжетные уплотнения. Манжету устанавливаем открытой стороной внутрь корпуса. В этом случае к рабочей кромке манжеты обеспечен хороший доступ смазочного масла.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ КОЖУХОВ ОГРАЖДЕНИЙ И УСТАНОВОЧНОЙ ПЛИТЫ.
Толщину стенки для двухступенчатого цилиндрического редуктора:
= 0025аw цил2 + 3 = 0025226 + 3 = 865 мм принимаем = 9мм.
Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до:
боковой поверхности вращающейся части:
с = (10 12) = 19 = 9мм.
боковой поверхности подшипника качения:
Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями смонтированными на одном валу.
Минимальное значение зазора между зубчатым колесом одной ступени и валом другой ступени:
с3 = 15 = 159 = 135мм.
Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:
до внутренней поверхности стенки редуктора:
с4 = 12 = 108 мм принимаем с4 =10мм.
Расстояние от боковых поверхностей элементов вращающихся вместе с валом до неподвижных частей редуктора:
с5 = (5 – 10)m. Принимаем
Ширина фланцев S соединяемых болтом диаметром dбол = 15 = 159 = 135мм к = f(dбол) = 33 мм: Принимаем болт М12
S = 33 + + 6 = 33+9+6=48 мм.
Толщина фланца боковой крышки:
h1 = f(D) = 8 мм. h1 = f(D) = 10мм. для крышки третьего вала
Высота головки болта:
В соответствии с размерами болта по ГОСТ
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙЛИТЕРАТУРЫ
«Детали машин» Курмаз Л.В. Скойбеда А.Т. Минск УП «Технопринт» 2001.
«Детали машин» Решетов Д.Н. «Машиностроение» 1974.
«Детали машин» Кузмин А.В. Чернин И.М. Минск «Высшая школа» 1986
«Детали машин в примерах и задачах» Ничипорчик С.Н Минск «Высшая школа» 1981.
«Детали машин курсовое проектирование » П.Ф Дунаев О.П ЛеликовМосква «Высшая школа»