Расчет редкутокра - ПЗ, Чертежи

Редуктор четрёж 2 (будильник).cdw

Вал шестерня.cdw

Сталь 12Х2Н4А ГОСТ 4543-71
Термообработка: цементация 57-63 HRC.
Комплекс покозателей точности устанавливается
изготовителем по ГОСТ 1643-81

привод.spw.bak.spw

Расчетно - пояснительная записка
Винт М6 х 12.58.35Х.01 ГОСТ Р50383-92
Гайка М22 х 22.40Х.16 ГОСТ 5915-70
Двигатель 4А160S4У3 ГОСТ 19523-81
ОСТ 92-8764-76 ГОСТ 50006-55
Муфта упругая втулочно-пальцевая
5-28-1 УЗ ГОСТ21424-75

курсовик 2 вариант.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора i
Максимальный крутящий момент на тихиходном
Частота вращения тихоходного вала n
Долговечность редуктора t
Технические требования
Редуктор обкатать без нагрузки при частоте
вращения быстроходного вала n
Выбираю масло марка ИТД 500 ТУ 38.1011337-90

Курсовой проект.docx

1.Техническое задание
Максимальный момент на тихоходном валу. Тт н*м
Марка стали колес za zg
Термообработка активных поверхностей их зубьев
Кинематический и силовой расчет.
ia2h1 = ib2a2h2ib1a1h1 = (1 + p2) (1 + p1)
где общее передаточное отношение
p2 = ia2h1 (1 + p1) –1p2 = 262 (36 +1) –1 = 262 46 – 1 = 47.
na2 = (1 + p2) (1 + p1) nТ
Относительные частоты вращения сателлитов
nh1 = 55 обмин na1 = (1 + 36) * 55 = 253 обмин
na2 = (1 + 47) (1 + 36) * 55 = 1442 обмин.
ng1 – nh1 = 2p1 * nh1 (1 – p1)
ng2 – nh2 = 2p2 * nh2 (1 – p2)
ng1 – nh1 = 2 * 36 * 55 (1 – 36) = - 152 обмин
ng2 – nh2 = 2 * 47 * 253 (1 – 47) = - 643 обмин
nha1 = na1 – nh1 = 253 – 55 = 198 обмин
nhb1 = nb1 – nh1 = 0 – 55 = -55 обмин
nha2 = na2 – nh2 = 1442 – 253 = 1189 обмин
nhb2 = nb2 – nh2 = 0 - 253 = -253 обмин
Определение моментов.
Th1 = TT = 3500 Н*мTa1 = -3500 (36 + 1) = -760 Н*м
Tb1 = -760 * 36 = -2736 Н*мTa2 = - 3500 262 = -134 Н*м
Tb2 = -134 * 47 = - 628 Н*м
Сводная таблица расчета.
Быстроходная ступень
p2 = ia2h1 (p1 + 1) - 1
Ta1 = - Tn1 (p1 + 1)
Определение размеров зубчатых колес из условия контактной выносливости зубьев планетарного редуктора.
Расчет эквивалентного времени.
(the)н = (Ti Tрасч)3 * ti
(the)н = (1 * 015 + 093 * 025 + 073 * 06) * 6500 = 3497 ч.
Расчет эквивалентного числа циклов.
Nне a = 60 (na2 – nh2) nw (the)н = 60 * (1442 - 253) * 3 * 3497 = 75 * 108;
Nнеg = 60 (ng2 – nh2) (the)н = 60 * 643 * 3497 = 13 * 108;
Nнеb = 60 (nb2 – nh2) nw (the)н = 60 * (- 253) * 3 * 3497 = 16 * 108;
Расчет коэффициента долговечности.
Так как Nнеa = Nне1 (Nно)a = 120 * 106
Nнеg = Nне2 (Nно)g = 120 * 106
Nнеb (Nно)b = 27 * 106 то
kHL1 = 1 kHL2 = 1 (kHL)b = 1.
Расчет допускаемых напряжений.
Твердость поверхности при цементации стали 57-63 HRC табл. 2.6 с. 43[6] для шестерни и колеса. Предел выносливости рассчитывается по формуле нlimb = 23 HRC табл. 2.5 с.38[6]. Рассчитывая по нижнему пределу твердости получим(нlimb)1 = (нlimb)2 = 23 * 57 = 1311 МПа.
Коэффициент безопасности при цементировании [Sн]1 = [Sн]2 = 12.
Допускаемые напряжения для шестерни
[н]1 = (нlimb)1 (kHL1) [Sн]1 = 1311 * 1 12 = 10925 МПа
[н]2 = (нlimb)2 (kHL2) [Sн]2 = 1311 * 1 12 = 10925 МПа
Допускаемые напряжения для зацепления [н] = 10925 МПа
Расчетный момент на шестерне
Tн1 = Ta nw = 134 3 = 447 Н * м
Передаточное число в зацеплении a – g.
u = (p2 - 1) 2 = (47 - 1) 2 = 185
Определение относительной ширины шестерни.
Принимаем (bd)b = 015 тогда (bd)a = (bd)b * p2 = 015 * 47 = 07 075 таким образом (bd)1 = (bd)а = 0 645.
Расчет коэффициента неравномерности распределения нагрузки в зацеплении.
Из рис. 6.16 с. 131[6] находим k0H = 115. При плавающем центральном колесе а ( = 103)kH = + (k0H - 1) kHW = 103 + (115 - 1) * 1 = 118. Принимаем коэффициент учитывающий динамические нагрузки kHV = 11.
Расчет начального диаметра шестерни (центрального колеса а):
d’W2 = 716 * (TH1 * kH * kHW * (u + 1) (bd)1 * u * [H]2)13(6)
d’W2 = 716 * (447 * 118 * 11 * 285 0645 * 185 * (10925)2)13 = 402 мм.
(the)н = k1(Ti Tрасч)3 * ti (5)
Nнеa = 60 (na1 – nh1) nw (the)н = 60 * (253 - 55) * 3 * 3497 = 12 * 108;
Nнеg = 60 (ng1 – nh1) (the)н = 60 * 152 * 3497 = 031 * 108;
Nнеb = 60 (nb1 – nh1) nw (the)н = 60 * 55 * 3 * 3497 = 035 * 108;
Tн1 = Ta nw = 760 3 = 2533 Н * м
u = (p1 - 1) 2 = (36 - 1) 2 = 13
Принимаем (bd)b = 018 тогда (bd)a = (bd)b * p1 = 018 * 36 = 0648 075 таким образом (bd)1 = (bd)а = 0 645.
d’W1 = 716 * (TH1 * kH * kHW * (u + 1) (bd)1 * u * [H]2)13
d’W1 = 716 * (2533 * 118 * 11 * 23 0645 * 13 * (10925)2)13 = 6521 мм.
Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия изгибной выносливости зубьев. Быстроходная ступень.
tLFE = k1(Ti Tрасч)m * ti
(tLFE)a;g = (19 * 015 + 099 * 025 + 079 * 06) * 6500 = 17615 ч.
(tLFE)b = (16 * 015 + 096 * 025 + 076 * 06) * 6500 = 2297 ч.
NFеa = 60 (na2 – nh2) nw * tLFEa = 60 * 1188 * 3 * 17615 = 376 * 106;
NFеg = 60 (ng2 – nh2) * tLFEg = 60 * 643 * 17615 = 679 * 105;
NFеb = 60 (nb2 – nh2) nw tLFEb = 60 * 253 * 3 * 2297 = 104 * 106;
Так как NFеa NF0 = 4 * 106
NFеb NF0 = 4 * 106 то
KFLa = kFLg = kFLb = 1.
Твердость поверхности при цементации стали 20ХН2М (57-63) HRC табл. 2.6 с. 43[6]. Солнечное колесо za и сателлиты zg изготовлены из этой стали с данной термообработкой. Следовательно
Для колеса b марка стали и ее термообработка будет определена в конце данного расчета.
[F]a = оFlimba * KFLa * KFca [SF]a = 950 * 1 * 1 17 = 5588 МПа
[F]g = оFlimbg * KFLg * KFcg [SF]g = 950 * 1 * 075 17 = 419 Мпа
Принимаем za = 17 тогда
A = za * (1 + p2) nW = 17 * (1 + 47) 3 = 323
Округляем до ближайшего целого четного числа N = 32.
zb = N * nW – za = 32 * 3 – 17 = 79zg = (zb - za) 2 = (79 – 17) 2 = 31
pфакт = 79 17 = 464% = (47 – 464) 47 = 0012 = 12% 5%.
Коэффициент формы зубьев планетарного ряда.
FaZa=17 = 424FbZb=79 = 36FgZg=31 = 38
Fa [F]a = 424 5588 = 076 * 10-2Fg [F]g = 38 419 = 091 * 10-2
Расчетный момент на шестерне (солнечном колесе) Н * м.
TF2 = Ta nW = 134 3 = 447.
Величина относительной ширины.
(bd)1 = (bd)a = 0645.
Величина коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венцов и среди сателлитов.
kF = + (koF - 1) kFW = 103 + (115 - 1) * 1 = 118.
Делительный диаметр шестерни (солнечного колеса) мм.
(d)’aF = (2 * 103 * TF2 * za * kFV * kF * F (bd)1 * [F])13 = ((2 * 103 * 447 * 17 * 110 * 118 0645) * 091*10-2)13 =303
Предварительное значение модуля.
m’ = (d)’aF za = 303 17 = 178. Принимаем m = 20 мм.
Так как (dW)’ан = 402 что больше (d)’aF = 303 мм то производим корректировку чисел зубьев колес:
za = (dW)’ан m = 402 2 = 201. Назначаем za = 20 тогда A = 20 (1 + 47) 3 = 38. Принимаем N = 38. zb = 38 * 3 – 20 = 94;zg = (94 – 20) 2 = 37; pфакт = 9420 = 47;% = 0.
Скорректированная ширина венцов.
Так как (dW)’ан > (d)’aF то bW = 7163 * TH2 * kH * kHV * (u + 1) (da)2 * u * [H]2 = 7163 * 447 * 118 * 11 * ((3720) + 1) 402 * (3720) * (10925)2 = 1718 мм. Принимаем bW = 17 мм. Уточнение относительной ширины зубчатого венца солнечного колеса: (bd)a = bW da = 17 40 = 0425.
Таблица окончательных данных.
Fg [F]a = 076 * 10-2
Fg [F]g = 091 * 10-2
Обоснование выбора марки стали и ее термообработки для колеса b.
Величина контактных напряжений в зацеплении g – b’
[H]g-b = [H]a-g p05 = 10925 4705 = 5035 Мпа.
Требуемая для этого уровня напряжений твердость поверхностей зубьев колеса в HB:
Действующие максимальные напряжения в зубьях колеса b МПа:
(F)b = 2 * 103 * TF2 * kF * kFV * Fb bW * (d)a * m = 2 * 103 * 447 * 118 * 11 * 36 17 * 40 * Необходимые для этого уровня напряжений твердость сердцевины зубьев HB:
Для центрального колеса b выбираем сталь 40Х ГОСТ 4543 – 75 термообработка – закалка т.в.ч. по всему контуру до HB (240 – 320).
Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия изгибной выносливости зубьев. Тихоходная ступень.
NFеa = 60 (na1 – nh1) nw * tLFEa = 60 * 198 * 3 * 17615 = 627 * 106;
NFеg = 60 (ng1 – nh1) * tLFEg = 60 * 152 * 17615 = 16 * 106;
NFеb = 60 (nb1 – nh1) nw tLFEb = 60 * 55 * 3 * 2297 = 227 * 106;
A = za * (1 + p1) nW = 17 * (1 + 36) 3 = 261
Округляем до ближайшего целого четного числа N = 26.
zb = N * nW – za = 26 * 3 – 17 = 61zg = (zb - za) 2 = (61 – 17) 2 = 22
pфакт = 61 17 = 359% = (36 – 359) 47 = 0003 = 03% 5%.
FaZa=17 = 424FbZb=61 = 36FgZg=22 = 395
Fa [F]a = 424 5588 = 076 * 10-2Fg [F]g = 395 419 = 094 * 10-2
TF1 = Ta nW = 760 3 = 2533.
(d)’aF = (2 * 103 * TF1 * za * kFV * kF * F (bd)1 * [F])13 = ((2 * 103 * 2533 * 17 * 110 * 118 0645) * 094*10-2)13 = 5462 мм
m’ = (d)’aF za = 5462 17 = 321. Принимаем m = 35 мм.
Так как (dW)’ан = 6521 что больше (d)’aF = 5462 мм то производим корректировку чисел зубьев колес:
za = (dW)’ан m = 6521 35 = 186. Назначаем za = 19 тогда A = 19 (1 + 36) 3 = 291. Принимаем N = 30. zb = 30 * 3 – 19 = 71;zg = (71 – 19) 2 = 26; pфакт = 7119 = 373;% = 38% 5 %.
Так как (dW)’ан > (d)’aF то bW = 7163 * TH1 * kH * kHV * (u + 1) (da)2 * u * [H]2 = 7163 * 2533 * 118 * 11 * ((2619) + 1) 6652 * (2619) * (10925)2 = 3958 мм. Принимаем bW = 40 мм. Уточнение относительной ширины зубчатого венца солнечного колеса: (bd)a = bW da = 40 665 = 06.
[H]g-b = [H]a-g p05 = 10925 37305 = 566 Мпа.
(F)b = 2 * 103 * TF1 * kF * kFV * Fb bW * (d)a * m = 2 * 103 * 2533 * 118 * 11 * 36 40 * 665 *35=2543
Необходимые для этого уровня напряжений твердость сердцевины зубьев HB:
Определение размера зубчатых колес планетарного редуктора из условия долговечности подшипников сателлита. Быстроходная ступень.
Наименование параметра
Условное обозначение
Max. момент на центральном колесе
Коэф-т неравномерности нагрузки между сателлитами
Параметр планетарной ступени
центрального колеса b
центрального колеса a
Делительный диаметр центрального колеса a удовлетворяющий изгибной прочности
Диаметр начальной окружности центрального колеса а удовлетворяющий контактной выносливости
Коэффициент формы зуба колеса лимитирующего изгибную выносливость
Эквивалентное число циклов перемен напряжений сателлита при расчете контактной выносливости
Частота вращения сателлита
Рабочая ширина зубчатого венца
Определяем минимальный диаметр сателлита обеспечивающий работоспособность встроенного подшипника. При расчете принимаем эквивалентное число миллионов оборотов подшипника
L NHEg * 10-6 = 130 млн.об.
(dW)’gnk = 82 * (Ta * * (p - 1) * LE03 nW)13 = 82 * (134 * 103 * (47 - 1) * 13003 3)13 = 739 мм.
Если диаметры зубчатых колес в планетарном ряду лимитирует прочность зубьев т.е. выполняется условие (dW)’gnk = 739 мм > (d)g = 74 мм.
То параметры зубчатых колес рассчитанные в работе №11 являются окончательными и корректировке не подлежат
Основные диаметры колес планетарной передачи:
–делительный диаметр
(d)a = m za = 2 * 20 = 40;
(d)b = m zb = 2 * 94 = 188;
(d)g = m zg = 2 * 37 = 74;
–диаметр окружности выступов
(dа)a = (d)a + 2m = 40 + 2 * 2 = 44;
(da)g = (d)g + 2m = 74 + 2 * 2 = 78;
(da)b = (d)b – 175m = 188 – 175 * 2 = 1845;
–диаметр окружности впадин
(df)a = (d)a – 25m = 40 – 25 * 2 = 35;
(df)g = (d)g – 25m = 74 – 25 * 2 = 69;
(df)b = (d)b + 25m = 188 + 25 * 2 = 193;
–межосевое расстояние
aW = 05[(d)a + (d)g] = 05 * (40 + 74) = 57
Минимальная толщина обода обеспечивающая изгибную прочность сателлитаhg = 05 m (zg)05 = 05*2*3705 =608 мм.
Диаметр отверстия под подшипник D’ = (df)g – 2hg = 69 – 2 * 608 = 5684 мм.
Радиальная нагрузка воспринимаемая наиболее нагруженной опорой сателлита:Fr = 4 Ta (d)a nW nn =4*134*10340*2*3= 23003 H.
Приведенная радиальная нагрузка
p = V * Fr * k * kT = 12 * 23003 * 13 * 1 = 35885 H.
Расчетное значение динамической грузоподъемности подшипника
Срасч = p [LE (nзам + 1)]1m’ kкач =15208 Н.
По найденным значениям D’ и Срасч из справочника подбор подшипника радиального роликового 42205 с параметрами:
C = 20 кН > Срасч = 15 кН
D = 52 мм D’ = 5684 мм
n = 13 тыс. обмин > ng - nn = 643.
Геометрические параметры выбранного подшипника d = 25 мм D = 52 мм B = 15 мм.
Назначаем основные геометрические параметры щек водила быстроходной ступени:
th = (0055) * (d)b = 0055 * 188 = 1034 мм
tn = 2 * 1034 = 2068 мм
dh = (da)a + 10 = 44 + 10 = 54 мм
Dh = m (za + zg) + d + 20 = 2 (20 + 37) + 25 + 20 = 159 мм.
Найденные значения округляем до ближайших линейных размеров из ряда Ra 40;th = 10 мм;tn = 20 мм;dh = 56 мм;Dh = 160 мм.
Основные расчетные параметры. Быстроходная ступень.
Частота вращения сателлита относительно водила
Определяем минимальный диаметр сателлита обеспечивающий работоспособность встроенного подшипника. При расчете принимаем эквивалентное число миллионов оборотов подшипника.
L NHEg * 10-6 = 31 млн.об.
(dW)’gnk = 82 * (Ta * * (p - 1) * LE03 nW)13 = 82 * (760 * 103 * (373 - 1) * 3103 3) = 1032 мм.
Корректируем все зубчатые колеса поскольку (dW)’gnk = 1032 мм > (d)g = m * zg = 91 мм.
Модуль зацепления m = 35 мм.
Диаметр центрального колеса а:
(d)’ank = 2 (dW)’gnk (p - 1) = 2 * 1032 (373 - 1) = 756 мм.
Число зубьев центрального колеса а:z’a = (d)’ank m = 756 35 = 216. Принимаем ближайшее значение z’a = 22.
Числа зубьев z’g и z’b:A = z’a (p + 1) nW = 22 * (373 + 1) 3 = 344
z’b = N * nW - z’a = 34 * 3 – 22 = 80z’g = (z’b - z’a) 2 = (80 - 22) 2 = 29
p’ = z’b z’a = 8022 = 364u’ = z’g z’a = 29 22 = 1318. Отклонение от исходного значения:% = (p – p’) p = (37 – 364) 37 = 16 % 5 %
Корректируем рабочую ширину колес:
Поскольку (dW)ан > (d)aF b’W = bW * (u’ + 1) * u * za2 (u + 1) * u’ * z’a2 = 303 мм.
Так как b’W m z’b = 303 35 * 80 = 01 > 008 принимаем bW = 30 мм. bg = bW + (15 25) * m = 30 + 2 * 35 = 37 мм.
Окончательно za = 22;zb = 80;zg = 29.
Основные диаметры колес планетарной ступени:
(d)a = m za = 35 * 22 = 77;
(d)b = m zb = 35 * 80 = 280;
(d)g = m zg = 35 * 29 = 1015;
(dа)a = (d)a + 2m = 77 + 35 * 2 = 84;
(da)g = (d)g + 2m = 1015 + 35 * 2 = 1085;
(da)b = (d)b – 175m = 280 – 175 * 35 = 27388;
(df)a = (d)a – 25m = 77 – 25 * 35 = 6825;
(df)g = (d)g – 25m = 1015 – 25 * 35 = 9275;
(df)b = (d)b + 25 * 35 = 28875;
aW = 05[(d)a + (d)g] = 05 * (77 + 1015) = 8925
Минимальная толщина обода обеспечивающая изгибную прочность сателлитаhg = 05 m (zg)05 = 942 мм.
Диаметр отверстия под подшипник D’ = (df)g – 2hg = 9275 – 2 * 942 = 7391 мм.
Радиальная нагрузка воспринимаемая наиболее нагруженной опорой сателлита:Fr = 4 Ta (d)a nW nn = 67774 H.
p = V * Fr * k * kT = 12 * 67774 * 13 * 1 = 10572 H.
Срасч = p [LE (nзам + 1)]1m’ kкач = 32984 Н.
По найденным значениям D’ и Срасч из справочника подбор подшипника радиального роликового с параметрами:
C = 39 кН > Срасч = 32984 Н
D = 72 мм D’ = 7391 мм
n = 10 тыс. обмин > ng - nn
Тип ПК 42207 геометрические параметры выбранного подшипника d = 35 мм D = 72 мм B = 17 мм.
Назначаем основные геометрические параметры щек водила тихоходной ступени:
th = (0055) * (d)b = 0055 * 280 = 154 мм
tn = 2 * 154 = 308 мм
dh = (da)a + 10 = 84 + 10 = 94 мм
Dh = m (za + zg) + d + 30 = 35 (22 + 29) + 30 + 35 = 245 мм.
Основные расчетные параметры. Тихоходная ступень.
Промежуточный расчет валов.
d = 17 * ;[] = (0025 0030) B где верхние значения касательных напряжений соответствуют выходным валам а нижние – входным валам.
Тихоходная ступень.
Для выходного вала тихоходной ступени выбираю материал – сталь 40Х В = 750 МПа.
d = 17 * (3500 003 * 750)13 = 92 мм.
Быстроходная ступень.
Для входного вала быстроходной ступени выбираю материал–сталь 20ХН2М В = 600 МПа.
d = 17 * (134 0025 * 600)13 = 35 мм.
Проверочный расчет подшипников быстроходного вала.
Проверочный расчет подшипников представляет собой расчет подшипников на долговечность который сводится к проверке неравенства LE L где L – долговечность подшипника в млн. оборотов LE – долговечность подшипника которую должен выдержать подшипник за полный срок службы.
Величина L определяется по приведенной расчетной нагрузке Pрасч и динамической грузоподъемности С:
L = (C kкач Pрасч)m’;Pрасч = V*Fr * kБ *
LE = (60 * 10-6 (nзам + 1)) * n
где kкач – коэффициент качения зависит от степени точности подшипника для степени точности 0’ kкач = 1; m’ – зависит от типа подшипника для роликовых подшипников m’ = 333; kБ – коэффициент безопасности для подшипников механических передач принимается равным 13; Fr – радиальная нагрузка на подшипник для данного расчета выбирается максимальная нагрузка на валу; nзам – число замен подшипников;n – частота вращения вала подшипника; Lna–долговечность подшипника при условии безотказной работы и при заданных условиях ситуации;a1a23 – коэффициенты долговечности и условий работы.
Fоп= 2*Ti*(-1)*dw*cos(αw)*(nw-1) - коэффициент учитывающий влияние сочетания погрешностей изготовления и монтажа(=08).
Fоп=2*134*(108-1)*0840*10-3*093*2=230н
Fr = (01-03)Ft где Ft= 2*Tadm - окружная сила на расчетном диаметре муфты.
Fr=0.3*2*13430*10-3=1787 Н
Pрасч=1*1787*13*1=2323 H
L = (20000 * 1 (2323))3 = 638 млн. об.
Эквивалентную долговечность подшипника за полный срок службы определяют по формуле
LE = (60 * 10-6 (nзам + 1)) * (pipрасч)m'*ni*Lni
Параметры ni Lni соответствуют частоте вращения (мин-1) и продолжительности работы (ч) при действии приведенной нагрузки Pi. Для передач с постоянным отношением при нереверсивной нагрузке а также при реверсивной нагрузке у передач с прямозубыми колесами приведенная нагрузка Pi прямо пропорциональна значению передоваемого момента Ti. Для быстроходного вала замена подшипников в течение всего времени работы не требуется.
LE=(60*10-6(nзам+1))*(TiTрасч)m'*ni*Lni=
(60*10-6)* (1*0.15+0.93*0.25+0.73*0.6)*1188*6500=250 млн. об.
L > LE подшипник подобран правильно.
Расчет призматических шпонок.
Для передачи крутящего момента от одного вала к другому используют так называемое шпоночное соединение где элементом связывающим оба вала является шпонка. По своей форме шпонки бывают различных видов. Длина шпонки должна соответствовать следующему условию:
где T – передаваемый крутящий момент [H];
t1 – заглубление шпонки в вал = 06 * h [мм];
d – диаметр вала [мм] ;
T – предел текучести для стали 45 = 350 МПа;
[S] – коэффициент запаса для стали 45 = 19.
Рабочая длина шпонки lp равна 1 призматической шпонки с плоскими торцами. При скругленных торцах l=lp+b где b-ширина шпонки.
Тихоходная ступень. Выходной вал.
Для шпонки выбираю материал – сталь 45 ГОСТ 1054 – 79 для вала d = 92 h = 14 b = 25 [мм].
l 2 * 103 * T d(h – t1)[см] = 2 * 103 * 3500 92 * 56 * 184 = 74 [мм]. Из предложенного стандартного ряда длин по ГОСТ 8788 – 68 выбираю длину шпонки lp = 80 мм. l=80+25=105мм. Берем l=110мм.
Шпонка 1 – 25х14х110 ГОСТ 8788 – 68.
Быстроходная ступень. Входной вал.
Для шпонки выбираю материал – сталь 45 ГОСТ 1054 – 79 для вала d = 28 h = 8 b = 10 [мм].
l 2 * 103 * Tа2 d(h – t1)[см] = 2 * 103 * 134 28 * 24 *184 = 216 [мм]. Из предложенного стандартного ряда длин по ГОСТ 8788 – 68 приложение 6[4] выбираю длину шпонки l = 22 мм. l=22+10=32мм.
Шпонка 1 – 10х8х32 ГОСТ 8788 – 68.
Расчет цилиндрических шпонок (штифтов).
где Q=2*TD - сила действующая на штифт A=
T- момент на колесе b;
D- диаметр расположение штифтов;
-касательные напряжения;
[]-допускаемые касательные напряжения;
z-количество штифтов;
Размеры штифта примем по ГОСТ 3128-70: d=8мм; l=1975мм. Материал штифта -Ст6. []=115Мпа.
Выбор муфты для соединений вала быстроходной ступени с валом приводного механизма.
Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя используем упругую втулочно-пальцевую муфту. За счет использования в конструкции упругих элементов данные муфты обладают способностью амортизировать толчки и удары демпфировать колебания разгружать отдельные элементы привода от периодически изменяющихся возмущающихся моментов действующих на вращающихся массы привода. Так же выполняют компенсирующие функции допуская некоторые радиально угловые смещения валов. Данная муфта допускает радиальные смещения валов 02 - 05 мм осевые - 1-5 мм и угловые до 1о.
Момент на входном валу T=134 Н*м (с учетом что k1=1 - коэффициент безопасности (поломка муфты не вызывает аварии машины) и k2=1 - коэффициент учитывающий условия работы муфты (спокойная работа равномерно нагруженных механизмов)).
В соответствии с входным моментом по ГОСТ 21424-75 выбираем размеры упругой втулочно-пальцевой муфты.
d=28 мм; D=120 мм; nma Lma lma GD2=0.3 Н*м2
Размер пальцев и их количество:
Dm=120 мм; dn=14 мм; n=10 штук.
Выбор муфты для соединения с рабочим органом.
Выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 92-8764-76. Размеры муфты выбираем исходя из диаметра вала:
d=92 мм; T=16000 Н*м; mm=3 мм; zm=48мм; bm=25 мм; dm=150 мм.
Длина зубчатой втулки l ориентировочно определяется из соотношений ld =12-13.
l=12 d=102 мм. Принимаем d=100 мм.
При работе муфты в условиях смещений соединений смещаемых валов возникает неуравновешенная радиальная сила Fr=(0.2-0.4)Ft и момент Mи=(01-015)Т нагружающие вал.
Ft=2Tdm=2*3500150*10-3=46 кН.
Fr=0.3*Ft=0.3*46=13 кН.
МИ=015*Т=015*3500=525 Н*м
Выбор муфты для передачи крутящего момента от водила h2 к колесу a1.
При проектировании нестандартных муфт расчетный диаметр зубчатого венца может быть найден по эмпирической формуле:
Определим KM- коэффициент зависящий от твердости активных поверхностей зубьев муфты:
dM=52 мм; T=134 Н*м mm=2 мм zM=22 bM=12 мм
kM=1000TqM*dM3= 1000*13412*522=4
qM=1000*TkM*dM3=1000*1344*773=007
bM =0.07*(d)a=0.07*77=5 мм
РАСЧЕТ ФУНДАМЕНТНЫХ БОЛТОВ.
Расчет диаметра фундаментных болтов:
где реакция от муфты
где момент на валу тихоходной ступени
момент на валу быстроходной ступени
диаметр соответствующего вала
Усилие затяжки болта
где коэффициент затяжки коэффициент внешней нагрузки
Расчетная осевая нагрузка болта
Допускаемое напряжение растяжения
k=1.25 (т.к. болт выполнен из стали 35X ГОСТ 1050-74)
Внутренний диаметр резьбы болта
В соответствии со СТ СЭВ 182-75 ближайший больший внутренний диаметр резьбы d1=17.294 мм что соответствует болту М20.
Условие нераскрытия стыка.
Податливость деталей системы фланцев:
Коэффициент податливости для болта:
Коэффициент внешней нагрузки:
Предел выносливости болта:
Для болта М20 находим
Так как конструктивное упрочнение отсутствует а технологическое упрочнение – резьба накаткой то
По рис 8.19 находим для R1P=0.12 находим для легированных сталей
Коэффициент запаса прочности по амплитудным напряжениям
Условие нераскрытия стыка:
Н; 4; Fz=Н Мх=3363 Му=3756
- условие нераскрытия стыка выполнено.
Расчет КПД редуктора.
= (1 – p2 * h2 (p2 + 1)) * (1 – p1 * h1 (p1 + 1)) где
h2 h1 – коэффициенты потерь h = 23 * f * ((1za) (1zg)) где f – коэффициент трения.
f определяется в зависимости от суммы скоростей контактирующих точек относительно зоны контакта.
V = 2Vh sin tw где Vh – окружная скорость зубчатых колес tw – угол зацепления в торцевом сечении tw = 20.
Vh = dw na - nh 60Vh1 = 314 * 402 * 10-3 * 198 60 = 042 мс
V1 = 2 * 042 * sin20 = 028 мс тогда f1 = 007
h1 = 23 * 007 * (120 + 137) = 0012
Vh2= 314 * 6581*10-3 * 1188 60 = 409 мс
V2 = 2 * 409 * sin20 = 279 мс тогда f2 = 0065
h2 = 23 * 0065 * (122 + 129) = 0012
= (1 – 47 * 0012 (47 + 1)) * (1 – 36 * 0012 (36 + 1)) = 0981.
Выбор смазочного материала.
Экономичность и долговечность машин в большей степени зависит от правильного выбора смазочного материала. Обычно коэффициент трения в парах снижается с увеличением вязкости смазочного материала но и повышаются потери на перемешивание этого материала. Поэтому выбор смазочного материала представляет собой нахождение оптимального решения этой проблемы.
Для смазывания поверхностей зубчатых передач со стальными зубчатыми колесами ориентировочное значение вязкости масла определяемое по формуле:
Xз.п = 10-5 * Hнv * н2 V где V – окружная скорость в зацеплении (мс) Hнv – твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев н2 – квадрат контактных напряжений МПа.
Количество заливаемого масла выбираем из условия 03 л на 1 кВт мощности электродвигателя.
Vмасла = 03 * 185 = 56 л.
Hнv = 720 т.к. НВ = 590 н = 1092 МПа V = 028 мс
Xз.п = 10-5 * 720 * (1092)2 028 = 30660
значит предел вязкости 50 = 500 * 106 м2с.
Выбираю масло ИТД – 500.
Быстроходная ступень.
Xз.п = 10-5 * 720 * (1092)2 279 = 3077
значит предел вязкости 50 = (290 320) * 106 м2с.
Выбираю масло ИТД – 500 т.к. оно максимально подходит для обеих ступеней по техническим характеристикам.
Расчет механических передач на перегрев.
Повышение температуры ведет к резкому изменению механических свойств смазочного материала. Во избежание резкой износостойкости материала температура сопряженных поверхностей не должна превышать допустимую температуру для них. Во избежание этого проводится расчет механических передач на перегрев или тепловой расчет. Температуру масла можно вычислить по формуле:
Tм = Тос + Рв (1 - р) (kн * Ан) [Tм] где Тос – температура окружающей среды Рв – мощность на ведущем валу передачи равна мощности электродвигателя kн Ан – коэффициент теплоотдачи и необдуваемая площадь соответственно.
kн 12 19 Вт (м2 С) задаем kн = 19 Вт (м2 С)
Ан = 1м2 [Tм] = 85 90 С Тос = 18 С
Tм = 18 + 195 * 103 * (1 – 098) (19 * 1) = 385 С. Температура масла меньше допустимой двигатель не перегреется.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
Выбор электродвигателя из каталога производится по номинальной мощности (где - расчетная мощность двигателя определяемая с учетом режима работы привода где - угловая скорость вала рабочего органа радc - КПД механической передачи) и частота вращения.
Длительный режим работы характеризуется продолжительностью работы достаточной для того чтобы температура нагрева двигателя достигла установившегося значения. Заданный внешний переменный момент заменяют эквивалентным постоянным моментом рассчитываемый по формуле где - ступень нагрузки и соответствующий ей время работы по гистограмме; - суммарное время работы под нагрузкой.
Проверка двигателя на перегрузку преследует цель предотвратить «опрокидывание» (остановку нагрузкой) при резком увеличении внешней нагрузки. Проверку двигателя производят при возможных неблагоприятных условиях эксплуатации когда напряжение в электрической сети понижено до 10% (что соответствует уменьшению движущего момента на 19%) а нагрузка достигает максимального значения где - кратность максимального момента по каталогу для выбранного электродвигателя; - максимальный момент по гистограмме (рис. 2.11 и 19.17 [1]).
Выбираем короткозамкнутый трехфазный асинхронный двигатель серии 4А (при синхронной частоте вращения 1500 обмин) климатического исполнения У категории 3 по ГОСТ 15150-69 общего применения и предназначен для продолжительного режима работы от сети переменного тока с частотой 50 Гц.
Тип электродвигателя
Проверим двигатель на перегрузку:
Неравенство выполняется следовательно двигатель надежен.