Двухступенчатый цилиндрический редуктор

Редуктор.cdw

Характеристика редуктора :
Тип - цилиндрический двухступенчатый.
Передаточное отношение i=32
Номинальный вращающий момент на выходном валу-900 Н
Частота вращения выходного вала-80 мин
Синхронная частота вращения вала эл. двигателя-3000 мин
) Перед сборкой все детали промыть
товые соединения смазать маслом.
) Приработку зубьев произвести с
пастой предварительно защитив
) Редуктор подвергнуть обкатке при
постоянном числе оборотов ведущего
) Контролировать уровень смазки в
подшипниках и на зацепление. Работа
зацепления должна быть плавной с
) Просачивание масла через уплотне-
ния и пригоночные поверхности не
) Все необработанные наружные по-
верхности шпаклевать
и красить в серый цвет
ние поверхности окрасить маслостой-
кой краской в красный цвет.

Записка.doc

Энергетический и кинематический расчет привода .4
Расчеты передач и выбор оптимального варианта.6
Проектирование валов.12
1 Проектировочный расчёт валов.12
2 Схема сил определение реакций для всех валов.12
3 Проверочный расчёт одного из валов.18
Конструирование корпусных деталей.20
Выбор типов подшипников и конструирование подшипниковых узлов.20
Расчет соединения вал-ступица.22
Выбор муфты и проверка её деталей.24
Выбор системы смазки.25
Список литературы.26
Проектирование привода включает в себя проектирование вертикального редуктора и соединения его с двигателем а также расчет муфты на выходном валу. Некоторые расчеты производятся на ЭВМ что облегчает работу над курсовым проектом и помогает выбрать оптимальный вариант для расчета. С целью выбора наиболее выгодных размеров передач и следовательно привода производим расчет геометрических параметров для трех вариантов и затем принимаем наиболее подходящий.
Проверочные расчеты на прочность производятся вручную расчет подшипников на динамическую грузоподъемность выполняется на ЭВМ.
Чертеж и разработка привода выполняется также на ЭВМ. Это позволяет избежать ошибок при вычерчивании окончательного варианта привода.
Энергетический и кинематический расчет привода .
Энергетический расчет привода заключается в подборе двигателя и определении
мощностей и моментов на валах редуктора. Здесь же производится предваритель-
ный расчет передаточных чисел передач редуктора.
Произведем подбор двигателя.
По заданной частоте вращения выходного вала (n3 ) и моменту на нем (Т3) опреде-
лим требуемую мощность на выходном валу:
Определим коэффициент полезного действия :
где общ.-КПД общий рп.-КПД ременной передачи бп.-КПД быстроходной пере-
дачи тп.-КПД тихоходной передачи пк.-КПД подшипников качения м.-КПД
Определим требуемую мощность двигателя :
По полученной мощности выбираем двигатель который следует применить в
приводе . В соответствии с ГОСТ 19523-81 выбираем асинхронный двигатель с
синхронной частотой вращения вала n=3000 обмин .Тип двигателя 4А132М2 .
Его характеристики : Мощность –11 кВт. ; Частота вращения – 2900 обмин.
Мощности на быстроходном и промежуточном валах определяем так :
Зная мощность и частоту вращения вала двигателя определяем момент на этом
Для того чтобы определить моменты на остальных валах необходимо знать пере-даточные числа всех элементов привода . Общее передаточное число находим по формуле :
Передаточное число ременной передачи из рекомендуемого предела выберем рав-ным 25 .Тогда передаточное число редуктора найдём следующим образом:
Передаточное число быстроходной передачи:
Для тихоходной передачи :
Рассчитаем частоту вращения первого вала :
Вращающий момент на первом валу (по аналогии с формулой (6)):
Результаты расчёта трёх вариантов кинематических параметров представлены ниже.
Расчеты передач и выбор оптимального варианта.
Задачей раздела является определение параметров всех передач редуктора для трёх вариантов расчитанных выше .
Критерии работоспособности и допускаемые напряжения.
Зубчатую передачу принято считать работоспособной если она удовлетворяет следующим условиям:
контактной выносливости
статической контактной прочности
изгибной выносливости зубьев шестерни 1 и колеса 2
статической изломной прочности зубьев шестерни 1 и колеса 2
Допускаемые напряжения для расчёта на выносливость (в Мпа) определяются в зависимости от твёрдости материала зубьев шестерни и колеса с учётом нестационарности режима нагружения.
Проектирование осуществляется на ЭВМ.Результаты расчёта приведены ниже.
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 1160.0 об.мин.
РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 6000 ч
ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 80.3 Н*м
ПЕРЕДАЧА реверсивная
РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 1
ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 310 HB
КОЛЕСО: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 290 HB
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 134.000 мм
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 32 колеса 140
ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 4.38
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 15 42 04
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 42.0 колеса 39.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.782 в долях aw 0.291
КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.68 осевого 2.24 суммарный 3.92
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 3221 радиальная 1218 осевая 905
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 49.860 вершин 52.86 впадин 46.11
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 218.140 вершин 221.14 впадин 214.39
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1102 куб.см
ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 3.03 мс
НАПРЯЖЕНИЯ при расчете на контактную при расчете на изгибную
[МПа] выносливость прочность выносливость прочность
шестер. колесо шестер. колесо
расчетные 530 786 106 98 233 216
допускаемые 550 1540 196 184 2015 1885
КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.10 Kf 1.19 долговечн.Zn 0.92 0.99 Yn 1.00 1.00
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 269.1 об.мин.
ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 332.1 Н*м
ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 320 HB
КОЛЕСО: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 300 HB
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 160.000 мм
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 20 колеса 60
ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 3.00
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 00 00 00
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 84.0 колеса 76.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.950 в долях aw 0.475
КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.67 осевого 0.00 суммарный 1.67
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 8303 радиальная 3022 осевая 0
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 80.000 вершин 88.00 впадин 70.00
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 240.000 вершин 248.00 впадин 230.00
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 2829 куб.см
ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 1.13 мс
шестер. колесошестер. колесо
расчетные 589 874 133 119 293 262
допускаемые 611 1540 189 177 2080 1950
КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.09 Kf 1.18 долговечн.Zn 1.00 1.16 Yn 1.00 1.00
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 138.000 мм
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 22 колеса 111
ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 5.05
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 15 28 14
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 45.0 колеса 41.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.898 в долях aw 0.297
КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.63 осевого 1.74 суммарный 3.37
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 3518 радиальная 1328 осевая 974
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 45.654 вершин 49.65 впадин 40.65
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 230.346 вершин 234.35 впадин 225.35
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1270 куб.см
ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 2.77 мс
расчетные 565 838 97 86 213 190
допускаемые 568 1540 199 186 2080 1950
КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.10 Kf 1.19 долговечн.Zn 0.93 1.00 Yn 1.00 1.00
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 233.9 об.мин.
ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 382.1 Н*м
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 22 колеса 58
ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 2.64
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 78.0 колеса 70.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.795 в долях aw 0.438
КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.68 осевого 0.00 суммарный 1.68
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 8684 радиальная 3161 осевая 0
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 88.000 вершин 96.00 впадин 78.00
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 232.000 вершин 240.00 впадин 222.00
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 2546 куб.см
ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 1.08 мс
расчетные 605 898 148 135 326 296
допускаемые 622 1540 189 177 2080 1950
КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.09 Kf 1.17 долговечн.Zn 1.01 1.16 Yn 1.00 1.00
ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 300 HB
КОЛЕСО: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 280 HB
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 121.000 мм
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 33 колеса 122
ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 3.70
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 16 06 26
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 44.0 колеса 41.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.796 в долях aw 0.339
КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.67 осевого 2.41 суммарный 4.08
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 3117 радиальная 1181 осевая 900
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 51.523 вершин 54.52 впадин 47.77
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 190.477 вершин 193.48 впадин 186.73
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 910 куб.см
ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 3.13 мс
расчетные 509 755 97 90 213 199
допускаемые 530 1540 190 177 1950 1820
КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.10 Kf 1.19 долговечн.Zn 0.92 0.97 Yn 1.00 1.00
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 316.9 об.мин.
ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 282.0 Н*м
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 170.000 мм
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 19 колеса 66
ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 3.47
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 83.0 колеса 75.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.987 в долях aw 0.441
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 7421 радиальная 2701 осевая 0
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 76.000 вершин 84.00 впадин 66.00
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 264.000 вершин 272.00 впадин 254.00
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 3250 куб.см
ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 1.26 мс
расчетные 567 841 123 108 271 238
допускаемые 587 1540 183 171 2015 1885
КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.10 Kf 1.19 долговечн.Zn 0.99 1.14 Yn 1.00 1.00
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 2900.0 об.мин.
ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 32.1 Н*м
ТИПОРАЗМЕР СЕЧЕНИЯ ремней У0
РАСЧЕТНАЯ ДЛИНА 800 мм
КОЛИЧЕСТВО РЕМНЕЙ в комплекте (или ребер поликлинового ремня) 6
РЕГУЛИРОВКА НАТЯЖЕНИЯ РЕМНЕЙ периодическая
РЕСУРС комплекта ремней 500 ч
МАССА комплекта ремней 0.34 кг
КОЛИЧЕСТВО КОМПЛЕКТОВ ремней на весь срок службы передачи 12
ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ 2.54
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 169 (+ 9- 3 ) мм
РАСЧЕТНЫЕ ДИАМЕТРЫ шкивов [мм]: меньшего 80 большего 200
ШИРИНА шкивов 76 мм
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ шкивов 2770 куб.см
СИЛА действующая на валы [Н]: в покое 1836 при работе передачи 1776
СИЛА предварительного натяжения комплекта ремней 979 Н
ПОЛЕЗНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ [МПа]: расчетные 2.81 допускаемые 2.61
Выберем оптимальный вариант передачи. Выбор осуществляем по двум крите-риям: 1) Минимальная площадь занимаемая передачами. 2) Минимальная масса.
Приведем пример расчёта для первого варианта.
) Площадь занимаемая передачами в данной схеме определяется только одним размером «А» (см.рис.) Поэтому для оценки передач по этому критерию достаточно
расчитать размер «А» для всех вариантов.
где dкбп. – диаметр вершин колеса быстроходной передачи ; dктп. - диаметр вершин колеса тихоходной передачи ; аw – межосевое расстояние.
В том случае если диаметр вершин колеса тихоходной передачи больше диаметра большего шкива ременной передачи то расчёт производят по формуле:
Поскольку в первом варианте диаметр большого шкива ременной передачи (200 мм.) меньше диаметра вершин колеса тихоходной передачи (248 мм.) то значе-ния подставим в формулу (13) . Тогда получим :
Сведём результаты расчётов в таблицу:
)передач определяется массой зубчатых колёс и шкивов .зубчатых
колёс и шкивов ременной передачи пропорциональна их объёму и определяется по результатам расчета из предыдущего раздела :
Vбп.=0001102 м³ ; Vтп.=0002829 м³ ; Vрп.=0002770 м³
Сведём результаты расчёта в таблицу:
По результатам расчёта видно что в общем случае из всех вариантов более менее
подходящим является вариант 1. Все дальнейшие расчёты будем проводить для
Проектирование валов.
1 Проектировочный расчёт валов.
Проектирование вала проведём из расчёта на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учёта влияния изгиба.
Условие прочности вала при чистом кручении можно записать в виде:
где Т - крутящий момент на валу (Н*мм) ; d – диаметр вала (мм) ;[ ] – допускаемое касательное напряжение при кручении (МПа или Нмм²) .
Из этого выражения можно определить диаметр рассчитываемого вала :
Значение [ ] принимаем равным 202530 МПа для 1-го 2-го и 3-го валов соот- ветственно . Подставим численные значения в выражение (17) и получим:
d1 =273 мм. ; d2 = 4075 мм. ; d3 = 535 мм.
Полученные значения округлим до ближайшего значения из стандартного ряда:
d1 = 28 мм. ; d2 = 42 мм. ; d3 = 55 мм.
2 Схема сил определение реакций для всех валов.
Определим реакции в опорах для всех валов.
Силы в зацеплении: Ft1=3221 H. ; Fr1=1218 H. ; Fa1=905 H.
В вертикальной плоскости:
В горизонтальной плоскости:
Силы в зацеплении: Ft2=3221 H. ; Fa2=905 H. ; Fr2=1218 H. ; Fr3=3022 H. ; Ft3=8303 H.
Силы в зацеплении : Ft4 = 8303 H. ; Fr4 = 3022 H.
Найдём реакции в вертикальной плоскости :
Определим опасные сечения сопоставляя результаты расчета изгибающих моментов и сделаем эскиз вала.
В данном случае опасными будут следующие сечения вала: под шестерней (в месте шпоночного соединения) и в левой части вала при перепаде диаметров .
Моменты в этих сечениях:
- сечение 1-1 45 ; М1=3827 Н*м.
- сечение 2-2 40 ; М2=192 Н*м.
3 Проверочный расчёт одного из валов.
Основным видом разрушения валов является усталостное поэтому требуется установить характер цикла напряжений. Вал вращается и поэтому можно считать что нормальные напряжения меняются по симметричному циклу смещенному относительно нулевой линии на величину нормальных напряжений от осевой силы приложенной к валу. Касательные напряжения можно принять изменяющимися по отнулевому циклу т.к. большинство машин подобного типа работают с переменным крутящим моментом на выходе.
Рассмотрим промежуточный вал.
Определим материал вала и его механические свойства . Возьмем сталь 40Х термическая обработка – улучшение со следующими параметрами:
в=930 МПа – предел прочности;
Запишем обозначения напряжений:
а и а – амплитуда переменной составляющей напряжений;
m и m – постоянная составляющая напряжений;
-1 =400 МПа и -1 =232 МПа – предел усталости материала детали.
Для дальнейшего расчета потребуются коэффициенты:
К и К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;
=097– масштабный коэффициент;
– коэффициент шероховатости;
=02 и =01 - коэффициенты учитывающие влияние постоянной состав-ляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.
Определим запас прочности в сечении 1 – 1 :
Диаметр вала 45 мм. Концентратор напряжений – шпоночная канавка b=14 мм t=6 мм. Суммарный изгибающий момент – 3827 Н*м.
Полученное значение запаса прочности оказывается больше допускаемого [S]=25.
Определим запас прочности в сечении 2 – 2 :
Концентратор напряжений – перепад диаметров с 45 до 40 мм.
-1=400 МПа и -1 =232МПа.
=082 ; =073 ; =02 и =01.
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения 2-2 :
Таким образом вал в обоих сечениях удовлетворяет условию прочности следова-тельно имеет достаточную прочность по сопротивлению усталости.
Конструирование корпусных деталей.
Размеры корпусных деталей определяются в основном межосевыми расстояния-ми передач. Воспользуемся рекомендациями для определения основных размеров корпуса и крышки редуктора [1 с.241таб.10.2 ; с.242 таб.10.3].
В соответствии с этими рекомендациями принимаем:
Толщина стенок корпуса и крышки = 8 мм;
Толщина пояса крышки и верхнего пояса корпуса редуктора b = 12 мм;
Толщина нижнего пояса корпуса b2 = 16 мм;
Диаметр фундаментных болтов d1 = 16 мм;
Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус d3 =10 мм;
Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус у подшипников d2 = 12 мм;
Размеры крышек подшипников принимаем в соответствии с наружным диамет-ром подшипника [2 с.110].Размеры стандартных изделий (манжеты болты штифты) принимаем в соответствии с ГОСТом [3].
Выбор типов подшипников и конструирование подшипниковых узлов.
Выбор подшипников осуществляется с помощью ЭВМ. Выбираем подшипник ориентировочно и производим проверочный расчет на динамическую грузоподъ-ёмность. Если расчётный ресурс меньше требуемого то следует выбрать подшип-нмк более тяжелой серии. Таким образом находим наиболее подходящий вариант подшипников и вычерчиваем их.
Исходными данными для расчета будут служить: ресурс привода (задаем сами) схема установки подшипников тип подшипника нагрузки в опорах осевые наг-рузки.
Требуемый ресурс: 6000 часов
Коэффициент перегрузки: 22
Коэффициент безопасности: 13 [1 с.214 таб.9.19]
Температурный коэффициент: 10 [1 с.214 таб.9.20]
Результаты расчета подшипников быстроходного вала.
ТРЕБУЕМЫЙ РЕСУРС 6000 ч
КОЭФФИЦИЕНТ БЕЗОПАСНОСТИ 1.30
ОПОРЫ ВАЛА: две фиксирующие в одном осевом направлении враспор
относительно нагрузки вращается внутреннее кольцо подшипника
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА 1160.0 об.мин.
ВНЕШНЯЯ ОСЕВАЯ СИЛА 905 Н
Опора 1 препятствует перемещению вала под действием внешн. осевой силы
Подшипник 46208 46208
Радиальная реакция Н 1010 2443
Максимальная осевая реакция Н 5646 3655
Статическая грузоподъемность Н 21300 21300
Эквивалентная статическая нагрузка Н 3200 5375
Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9 ч 19892 25123
Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.9827 0.9878
Результаты расчета подшипников промежуточного вала.
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА 269.1 об.мин.
Подшипник 46308 46308
Радиальная реакция Н 5888 5533
Максимальная осевая реакция Н 8808 10799
Статическая грузоподъемность Н 30100 30100
Эквивалентная статическая нагрузка Н 12954 12173
Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9 ч 20348 14933
Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.9833 0.9735
Результаты расчета подшипников тихоходного вала.
РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 1 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20
ОПОРЫ ВАЛА: плавающие
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА 90.0 об.мин.
ВНЕШНЯЯ ОСЕВАЯ СИЛА 0 Н
Радиальная реакция Н 5697 3139
Максимальная осевая реакция Н 0 0
Статическая грузоподъемность Н 17800 17800
Эквивалентная статическая нагрузка Н 12533 6906
Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9 ч 16789 100365
Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.9777 0.9985
Расчет соединения вал-ступица.
Для соединения зубчатого колеса с валом целесообразнее применять шпоночное соединение как наиболее дешёвое.
Пример расчёта шпоночного соединения покажем для прмежуточного вала.
Для расчёта шпоночного соединения (определения длины шпонки) составим рас-чётную схему.
Для диаметра вала d2=45 мм. [1табл. 8.9с.169] выбираем размеры шпонки и шпоночного паза:
b=14 мм. – ширина шпонки h=9 мм. – высота t=45 мм. – высота шпоночного паза. lp – расчётная длина l – полная длина шпонки d – диаметр вала.
Запишем выражение для проектировочного расчёта шпоночного соединения по критерию смятия.
где F – сила действующая на шпонку (Н).А – меньшая боковая площадь контак-та шпонки (мм²) см – напряжение смятия действующее на шпонку (МПа)
[см] – допускаемое напряжение смятия.
Величины A и F могут быть определены по формулам :
Подставляя значения A и F в выражение для напряжения смятия получим форму-лу для проектировочного расчёта шпонки:
Величину допустимых напряжений смятия определим из [1c.170].Эта величина составит: [см]=130 МПа . Подставляя численные значения в выражение для lp получим величину расчётной длины шпонки.
Известно что l=lp+b.
Подставляя численные значения в это выражение получим величину полной дли-ны шпонки: l=328+14=3923 мм.
Из таблицы согласно ГОСТ 23360 – 78 [1c.169] находим значение длины шпонки из стандартного ряда(l=40мм).
Проведём проверочный расчёт шпонки на срез.
Воспользуемся выражением :
где [] – допускаемые касательные напряжения.
Найдём соответствующее длине шпонки l величину расчётной длины шпонки.
То есть условие прочности шпонки на срез выполняется.
Аналогично для других шпонок:
-ая шпонка(на промежуточном валув месте посадки колеса)
см=149 МПа; =553 МПа
-ая шпонка(на тиходном валу)
см=1552 МПа; =485 МПа
-ая шпонка(на тиходном валу в месте посадки муфты-2штуки)
d=50мм; b×h× t=45мм ;
см=1633 МПа; =523 МПа.
Выбор муфты и проверка её деталей.
Муфта стандартное изделие поэтому нет необходимости проектировать ее само-стоятельно достаточно выбрать какую-либо стандартную муфту и проверить ее на прочность.
Для проектируемого привода выберем муфту зубчатую для соединения выходно-го вала с валом последующего механизма. Зубчатая муфта компенсирует все виды несоосности валов.
Выберем муфту по передаваемому крутящему моменту а затем проверим на прочность зубья.
Формула для проверочного расчета имеет вид :
Кб – коэффициент безопасности Кб=12.
Кд – коэффициент динамичности Кд =15.
КН = 11 коэффициент неравномерности распределения нагрузки;
dm = zm*mm – делительный диаметр зубьев;
mm - модуль зацепления;
h = 18mm = 54 мм – рабочая высота зуба;
[см ]= 12 – 15 МПа – допускаемое напряжение на смятие зубьев.
Исходя из момента на выходном валу 900 Н*м выбираем муфту предназначенную для передачи крутящего момента до 4000 Н*м и отверстия в полумуфте 53 мм. Эта муфта имеет следующие основные размеры:
Наибольший диаметр – 220 мм;
Диаметр обоймы – 150 мм;
Диаметр ступицы полумуфты – 90 мм;
Ширина фланцев – 34 мм;
Параметры зубчатого венца:
dm=zm*mm= 38*25 = 95 мм
h =18*mm = 18*25 = 45 мм
По указанным геометрическим параметрам муфты определим напряжения смятия:
Расчет показал правильность выбора муфты.
Длина ступицы полумуфты принимается 105 мм в соответствии с длиной шпонки переда-ющей момент от вала к полумуфте.
Рассчитаем диаметр болтов соединяющих полумуфты и установленных без зазора. Сила действующая на болты определяется по формуле :
Dб – диаметр расположения болтов Dб = ( D+D1)2 = 185 мм;
zб – число болтов принимаем 6.
Диаметр стержня болта определим из условия прочности на срез:
[] – допускаемое напряжение на срез.
т –предел текучести стали 30
С учётом запаса прочности принимаем болты М10 класс прочности 5 6.
Выбор системы смазки.
Система смазки зубчатых колес картерная. Вращающиеся колеса окунутые в масло переносят его непосредственно в зону зацепления зубьев а также за счёт разбрызгивания масло попадает на тела качения и беговые дорожки колец подшипников. Для защиты подшипников от попадания в них продуктов износа устанавливаются масло отражательные кольца. Из-за загрязнения масла продук-тами износа для смены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие. Для наблюдения за уровнем масла в корпусе редуктора установлен круглый маслоука-затель из прозрачного материала.
При скорости скольжения 2 мc и контактных напряжения 317 МПа вязкость масла должна быть примерно мс. Поэтому рекомендуется использовать индустриальное масло марки И-50A .
«Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С. А. Боков И. М. – М.: Машиностроение 1988.
«Конструирование узлов и деталей» Дунаев П. Ф. Леликов О. П. –М.: Высшая школа 1985.
«Детали машин» справочные материалы по проектированию - СПбГТУ Санкт-Петербург1995.