Определение сил, действующих на валы.

Рисунок 2 Нагрузки валов редуктора.

4.2.1 Силы в зацеплении цилиндрической косозубой закрытой передачи.

Окружная сила на шестерне и колесе, Н:

(п. 4.1)

Радиальная сила на шестерне и колесе, Н:

(71)

Осевая сила на шестерне и колесе, Н:

(72)

где b=7,66⁰ (п. 4.1)

4.2.2 Консольные силы, действующие на выходные ступени валов редуктора.

Консольная сила на выходной ступени быстроходного вала, вызванная действием муфты, Н:

(73)

где Т₂=307 Н*м (п.2.2)

Консольная сила на выходной ступени тихоходного вала вызванная действием открытой цепной передачи, Н:

F_оп=3812 Н (п.3)

F_xОП=F_оп*sin 30­^◦ =3812* sin 30­^◦ = 1906 Н (74)

F_yОП=F_оп*cos 30­^◦ =3812*cos 30­^◦ = 3301 Н (75)

2.6 Проектный расчет валов.

2.6.1 Определение геометрических параметров быстроходного вала.

Рисунок 3. Конструкция быстроходного вала редуктора.

1- я ступень для установки полумуфты:

Диаметр, мм (76)

где М_К = Т₁ = 80 Н*м (п.2.2).

Длина l₁ =(1,0…1,5)d₁ =(1,0…1,5)*30 = 30…45мм. (77)

Принимаем l₁=40 мм[2,стр.326,табл. 13.15., R_a10 ]

2 – я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

Диаметр, мм (78)

где t=2,5 мм [2, стр. 113, таб. 7.1]

Длина l₂ = (1,0…1,5)*d₂ = (1,0…1,5)*35=35…52,5 мм.

принимаем l₂ =50 мм[2,стр.326,табл. 13.15., Ra10 ]

3 – я ступень под шестерню:

Диаметр, мм (79)

Длина ступени под шестерню определяется графически при выполнении эскизной компоновки.

4 – я ступень под подшипник

Диаметр: d₄ = d₂ =35 мм.

Длина ступени под подшипник соответствует ширине выбранного подшипника.

2.6.2 Определение геометрических параметров тихоходного вала.

Расчеты проводим по формулам п.4.3.1.3.1.

Рисунок 4. Конструкция тихоходного вала редуктора.

1 - я ступень для установки ведущей звездочки открытой цепной передачи

Диаметр, мм

где М_К = Т₂ =307Н*м (п.2.2).

принимаем d₁=45мм [2,стр.326,табл. 13.15., R_a20 ]

Длина: l₁ =(1,0…1,5)d₁ =(1,0…1,5)*45=45…67,5 мм.

принимаем l₁=63 мм [2,стр.326,табл. 13.15., R_a10 ]

2 – я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

Диаметр, мм

где t=2,5 мм [2, стр. 113, таб. 7.1]

Длина l₂ = (1,0…1,5)*d₂ = (1,0…1,5)*50=50…75 мм.

принимаем l₂=50 мм[2,стр.326,табл. 13.15., R_a10 ]

3 – я ступень для установки зубчатого колеса

Диаметр, мм

Длина ступени под колесо определяется графически при выполнении эскизной компоновки.

4 – я ступень для установки подшипника

Диаметр: d₄ = d₂ =50 мм.

Длина ступени под подшипник соответствует ширине выбранного подшипника.

4.3.1.4. Предварительный выбор подшипников.

В качестве опор для быстроходного вала редуктора выбираем радиально-упорные шариковые подшипники средней серии № 46307, ГОСТ 831-75 [4, стр. 108, табл. 8.10.4], с параметрами:

d = 35 мм; D =80 мм; В = 21мм; C_r = 33,4 кН; С_0r = 25,2 кН

В качестве опор для тихоходного вала редуктора выбираем радиально-упорные шариковые подшипники средней серии № 46310, ГОСТ 831-75 [4, стр. 108, табл. 8.10.4], с параметрами:

d = 50 мм; D = 110 мм; В = 27 мм; C_r = 56,3 кН; С_0r = 44,8 кН

2.7. Конструирование зубчатого колеса.

2.8 Эскизная компоновка (приложение А)

2.9 Силовой расчет валов

2.9.1 Определение реакций опор и моментов для быстроходного вала редуктора.

Рисунок 5. Расчетная схема быстроходного вала.

F_t1 = 2741 Н; F_r1 = 1007Н; F_a1 =369 Н; F_М =2190 Н (п. 4.2)

l_M = 88 мм (п. 4.3.4); l_б = 112 мм (п.4.3.4); d₁ = 56 мм (п. 4.1.2)

Вертикальная плоскость.

Определяем реакции опор, Н:

;

;

Проверка:

-411+1007-596=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОХ, Н*м:

М_Х1=0 Н*м

М_Х2=R_АY*0,056=411*0,056= 23 Н*м

М_Х2=R_ВY*0,056=596*0,056= 33 Н*м

М_Х3=0 Н*м

М_Х4=0 Н*м

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н:

;

;

Проверка: ;

194+2741-5125+2190=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОY, Н*м:

М_Y1 = 0 Н*м

М_Y2 = R_АX*0,056=194*0,056= 11 Н*м

М_Y3 = F_М*0,080=2190*0,080= 175Н*м

М_Y4 = 0 Н*м

Строим эпюру крутящих моментов, Н*м:

Определяем суммарные реакции опор, Н:

Определяем суммарные моменты в опасных сечениях вала, Н*м:

Рисунок 6. Эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала.

2.9.2 Определение реакций опор и моментов для тихоходного вала редуктора.

Рисунок 7 – Расчетная схема тихоходного вала.

F_t2 = 2741 Н; F_r2 = 1007 Н; F_a2 = 369 Н; F_хОП = 1906 Н; F_уОП= 3301 Н (п. 4.2)

l_ОП =0,088 м (п. 4.3.4); l _т =0,118 м (п. 4.3.4); d₂ = 0,224 м (п. 4.1.2)

Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н

; ;

;

Проверка ; F_уОП-R_CY-F_r2+R_DY=0;

3301-5609-1007+3315=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОХ, Н*м:

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н

Проверка: ; ;

1906-1957-2741+2792=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОY, Н*м:

Строим эпюру крутящих моментов, Н*м:

Определяем суммарные реакции опор, Н:

Определяем суммарные моменты в опасных сечениях вала, Н*м:

Рисунок 8. Эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала

2.10Проверочный расчет валов

2.10.1 Проверочный расчет быстроходного вала.

Определяем нормальные напряжения в опасных сечениях вала, изменяющиеся по симметричному циклу, Н/мм²:

(80)

где М – момент изгиба в опасном сечении вала, Н*м;

W_НЕТТО – осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

На быстроходном валу наибольшие моменты изгиба испытывают сечения 2 и 3.

Для сечения 2: М₂ =35 Н*м (п. 4.5.2);

(81)

где d₂ = 43 мм (п. 4.3.3.1)

Для сечения 3: М₃ = 175 Н*м (п. 4.5.2);

где d₂ = 35 мм (п. 4.3.3.1)

Нормальные напряжения во 2-м сечении вала, Н/мм²:

Нормальные напряжения в 3-м сечении вала, Н/мм²:

Определяем касательные напряжения, изменяющиеся по отнулевому циклу

(82)

где Т – вращающий момент на валу, Н*м

W_rНЕТТО – полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Для сечения 2: Т = Т₁ =80 Н*м (п. 2.2)

(83)

Для сечения 3: Т = Т₁ =80 Н*м (п. 2.2)

Касательные напряжения для 2-го сечения, Н/мм²:

Касательные напряжения для 3-го сечения, Н/мм²:

В сечении 3 нормальные и касательные напряжения имеют наибольшее значение по сравнению с другими сечениями вала. Дальнейший расчет ведем только для сечения 3, которое будем называть расчетным сечением вала.

Коэффициент концентрации нормальных напряжений в расчетном сечении вала определяем:

(84)

где К_σ – коэффициент концентрации нормальных напряжений.

К_σ = 2,23 – т.к. ; [2, стр. 271, табл.11.2]

К_d = 0,86 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [2, стр. 272, табл.11.3]

К_F = 1, 5 - коэффициент влияния шероховатости. [2, стр. 272, табл.11.4]

К_У = 1,6 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения. [2, стр. 272, табл.11.5]

Следовательно,

Коэффициент концентрации касательных напряжений в расчетном сечении вала определяем:

(85)

где К_τ = 1,75 – коэффициент концентрации касательных напряжений [2, стр. 271, табл.11.2]

Следовательно,

Пределы выносливости по нормальным напряжениям в расчетном сечении определяем, Н/мм²:

(86)

где ; - предел выносливости [2, стр. 53, табл. 3.2]

Следовательно,

Пределы выносливости по касательным напряжениям в расчетном сечении определяем, Н/мм²:

(87)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем:

(88)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем:

(89)

Общий коэффициент запаса прочности в расчетном сечении определяется:

(90)

где [ s ] = 1,6…2,1 - допускаемый коэффициент запаса прочности

Следовательно,

Условие прочности выполняется.

4.3.5.4 Проверочный расчет тихоходного вала.

Расчеты проводим по формулам п. 4.3.5.3.

Для сечения 2: М= М₂ =335 Н*м (п. 4.3.5.2)

W_НЕТТО2 = 0,1*d³ = 0,1*50³=12500 мм³

Нормальные напряжения в сечении 2 вала определяем, Н/мм²:

Для сечения 3: М = М₃ = 226 Н*м (п. 4.3.5.2);

для d₃=60мм шпоночный паз с параметрами: b=18мм, t₁=7мм.

Нормальные напряжения в сечении 3 вала определяем, Н/мм²:

;

Касательные напряжения в сечении 2 определяем, Н/мм²:

Для сечения 3:

Касательные напряжения в сечении 3 определяем, Н/мм²:

В сечении 2 вала нормальные и касательные напряжения имеют наибольшее значение по сравнению с другими сечениями вала. Дальнейший расчет ведем только для сечения 2 вала, которое называем расчетным сечением вала.

Коэффициент концентрации нормальных напряжений

К_σ = 2,2 – т.к. ; [2, стр. 271, табл.11.2]

К_d = 0,78 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [2, стр. 272, табл.11.3]

К_F = 1,5 - коэффициент влияния шероховатости. [2, стр. 272, табл.11.4]

К_У = 1,6 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения. [2, стр. 272, табл.11.5]

Коэффициент концентрации нормальных напряжений в расчетном сечении вала определяем:

Коэффициент концентрации касательных напряжений: К_τ = 1,75 [2, стр. 271, табл.11.2]

Коэффициент концентрации касательных напряжений в расчетном сечении вала определяем:

Пределы выносливости по нормальным напряжениям в расчетном сечении определяем, Н/мм²:

Пределы выносливости по касательным напряжениям в расчетном сечении определяем, Н/мм²:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем:

Общий коэффициент запаса прочности в расчетном сечении определяем:

Условие прочности выполняется.

2.11 Проверочный расчет подшипников.

2.11.1 Проверочный расчет подшипников на быстроходном валу.

Проверке подлежит радиально-упорный шариковый подшипник средней серии № 46307, ГОСТ 831-75 [4, стр. 108, табл. 8.10.4] с параметрами:

d = 35мм; D = 80мм; В = 21мм; C_r = 33,4 кН; С_0r = 25,2 кН

; (п.4.3.5.1); F_a = F_a1 = 369 Н (п. 4.2)

Выбираем схему установки подшипников враспор.

R_s1

Рисунок 9. Схема нагружения подшипников на быстроходном валу (враспор).

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипников, Н:

(91)

Осевая нагрузка, Н:

R_a1 = R_s1 = 3508 H

R_a2 = R_a1 + F_a = 3508+369=3877 Н

Эквивалентную динамическую нагрузку определяем по одной из формул, Н:

при › е (92)

или

при (93)

где R_r – суммарная реакция подшипника, Н

R_a – осевая нагрузка подшипника, Н

Х=0,41 - коэффициент радиальной нагрузки для радиально-упорных шарикоподшипников[2, стр. 368];

Y =0,87 - коэффициент осевой нагрузки для радиально-упорных шарикоподшипников[2, стр. 368];

е = 0,68 коэффициент влияния осевого нагружения [2, стр. 368].

Определяем отношения:

(94)

По результатам сопоставлений и выбираем формулы для определения динамической эквивалентной нагрузки каждого подшипника.

Расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность определяем для большего значения эквивалентной динамической нагрузки.

Расчетная динамическая грузоподъемность, Н:

(95)

где R_e = R_e1 = 6706 H

ω = ω₁ = 91,1 c^-1 (п. 2.2)

L_h = 36000 часов (п. 4.1.1)

Следовательно,

По условию подшипник № 46307 не пригоден по грузоподъемности.

Окончательно выбираем подшипник №7607 ГОСТ 27365-87:

d = 35 мм; D = 80 мм; В = 33 мм; C_r = 90,0 кН; С_0r = 67,5 кН

Проверка на долговечность, час:

(96)

Условие пригодности выполняется.

2.11.2 Проверочный расчет подшипников на тихоходном валу.

Проверке подлежит радиально-упорный шариковый подшипник средней серии № 46310, ГОСТ 831-75 [4, стр. 108, табл. 8.10.4] с параметрами:

d = 50мм; D = 100мм; В = 27мм; C_r = 56,3 кН; С_0r = 44,8 кН

; (п. 4.3.5.2) F_a = F_a2 = 369 Н (п. 4.2)

Расчеты ведем по формулам и схеме нагружения в п. 4.4.1.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипников, Н:

Осевая нагрузка, Н:

R_a1 = R_s1 = 4039 H

R_a2 = R_s1 + F_a2 = 4039+369=4408 Н

Определяем отношения:

По результатам сопоставлений и выбираем формулы для определения динамической эквивалентной нагрузки каждого подшипника.

Расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность определяем для большего значения эквивалентной динамической нагрузки.

Для тихоходного вала: ω = ω₂= 22,8 c^-1 (п. 2.2); L_h= 36000 часов (п. 4.1.1).

Расчетная динамическая грузоподъемность, Н:

По условию подшипник № 46310 не пригоден по грузоподъемности.

Окончательно выбираем радиально-упорный шариковый подшипник тяжелой серии № 66310, ГОСТ 831-75 [4, стр. 108, табл. 8.10.4] с параметрами:

d = 50 мм; D = 130 мм; В = 31 мм; C_r = 77,6 кН; С_0r = 61,2 кН

Проверка на долговечность, час:

Условие пригодности выполняется.

3 Технический проект.

3.1 Расчет элементов корпуса и крышки редуктора.

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а так же восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары и в подшипниках.

Материал корпуса серый чугун СЧ-15, способ изготовления – литье. Корпус редуктора разъемный и предусматривает одну плоскость разъема.

Толщина стенки корпуса, мм:

(97) где Т= Т₂=307 Н*м (п. 2.2)

Следовательно,

Фланцевые соединения предназначены для соединений корпусных деталей редуктора.

Проектируем фундаментные, фланцы подшипниковых бобышек с креплением, фланцы для крышек подшипниковых узлов валов и штифтовые фланцы.

Фундаментный фланец.

Редуктор крепится к плите или раме болтами М14-8g*60.66.029 ГОСТ 7798-70. d₁=14 мм.

Высота фланца: h₁ = 1,5*d₁= 1,5*14=21 мм. (98)

Ширина платика: b₁ = 2,4*d₁+δ = 2,4*14+8≈42 мм (99)

Высота ниши: (100)

Параметры элементов фланца [2, стр. 233, табл. 10.18]

К=38 мм; С=17 мм; D₀= 24 мм; b₀=1 мм; d₀ =16мм.

Фланец подшипниковых бобышек с креплением.

Фланец предназначен для соединения верхней и нижней частей корпуса. Крепежные детали: винт М12-6g*60.68.029 ГОСТ 11738-84.

Высота фланца: (101)

Параметры элементов фланца [2, стр. 233, табл. 10.18]

К=26 мм; С=13 мм; D₀= 20 мм; b₀=16 мм; d₀ =14 мм.

Фланец для крышки подшипникового узла.

Отверстия подшипниковых узлов быстроходного и тихоходного валов закрываются врезными крышками.

Диаметр подшипниковых бобышек определяется, мм:

(102)

Для подшипниковых бобышек быстроходного вала, мм:

Для подшипниковых бобышек тихоходного вала, мм:

Фланец для крышки смотрового люка.

Размеры фланца устанавливаются конструктивно. Люк крепится к верхней части корпуса винтами А.М6-6g*25.48 ГОСТ 17473-84

Конструирование зубчатого колеса.

Геометрические параметры обода зубчатого колеса.

Наибольший диаметр: (п. 4.2)

Диаметр внутренний, мм:

(103)

где (п. 4.1.2)

(п. 4.1.2)

Ширина: (п. 4.1.2)

Толщина, мм: (104)

Геометрические параметры ступицы зубчатого колеса.

Диаметр внутренний, мм (п. 4.3.1.3)

Диаметр наружный, мм: (105)

Толщина, мм: (106)

Длина, мм: (107)

Геометрические параметры диска зубчатого колеса.

Толщина, мм: (108)

, принимаем С = 14 мм.

Радиусы закруглений и уклон.

Отверстия в диске зубчатого колеса

4.6 Смазывание редуктора.

Смазывание зубчатой передачи.

Для редукторов общего назначения применяют смазывание жидким маслом картерным способом (окунанием). Сорт масла зависит от расчетного контактного напряжения зубьев колеса и фактической окружной скорости колеса.

Для смазывания зубчатой передачи выбираем масло И-Г-А-46 ГОСТ 17479.4-87 [2, стр. 10.29., стр.255], т.к. s_Н2 = 514,3 Н/мм², u = 2,55 м/с (п.4.1.3).

Уровень масла определяется по формуле:

(109)

где d₂ = 244 мм (п. 4.2)

m = 1,5 мм (п. 4.2)

Принимаем h_М = 45 мм.

Смазывание подшипников.

Для смазывания подшипников применяем смазывание жидким маслом разбрызгиванием с зубчатых колес.

(112)

2.12. Расчет шпоночных соединений

7.1 Проверочные расчеты шпоночных соединений

Для соединения быстроходного вала редуктора с полумуфтой принимаем призматическую шпонку ГОСТ23360-78, t₁ = 5 мм [2, стр.450, табл. К42]; d = d₁ = 30 мм (п. 4.3.1.2); Т=Т₁= 80 Н*м (п. 2.2)

Условие прочности шпоночного соединения на смятие, Н/мм²:

(117)

где, [2, стр. 266]

Проверяем прочность шпоночного соединения на смятие.

Условие прочности соединения выполняется.

Условие прочности шпоночного соединения на срез, Н/мм²:

(118)

где k_A – коэффициент внешней динамической нагрузки.

- допускаемое напряжение среза.

Принимаем k_A=1,1для нагрузок средней неравномерности.

Проверяем прочность шпоночного соединения на срез.

Прочность соединения обеспечена.

Для соединения тихоходного вала с зубчатым колесом принимаем призматическую шпонку ГОСТ23360-78, t₁ =7,0 мм. [2, стр.450, табл. К42];

d = d₃ = 60 мм (п. 4.3.1.2); Т = Т₂=307 Н*м (п. 2.2)

Проверяем прочность шпоночного соединения на смятие.

Условие прочности соединения выполняется.

Проверяем прочность шпоночного соединения на срез.

Прочность соединения обеспечена.

Для соединения выходной ступени тихоходного вала редуктора и ведущей звездочки цепной передачи принимаем призматическую шпонку 14х9х60 ГОСТ 23360-78, t₁=5,5мм [2, стр. 450, табл. К42]; d=d₁ = 45 мм (п. 6.3.2); Т=Т₂ =307Н*м (п. 2.2)

Проверяем прочность шпоночного соединения на смятие.

Условие прочности соединения выполняется.

Проверяем прочность шпоночного соединения на срез.

Прочность соединения обеспечена.

Заключение

В результате работы определены основные технические характеристики одноступенчатого цилиндрического редуктора:

Вращающий момент на быстроходном валу: 80 Н*м

Вращающий момент на тихоходном валу: 307 Н*м

Передаточное число редуктора: 4

Частота вращения быстроходного вала 870 об/мин

Частота вращения тихоходного вала 217,5 об/мин

Выбраны следующие стандартные изделия:

Электродвигатель 4АМ132М6У3, с параметрами:

номинальная мощность 7,5 кВт,

номинальная частота вращения 870 об/мин.

Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные легкой серии № 7607 ГОСТ 27365-87и № 66310 ГОСТ 831-75

Муфта упругая втулочно-пальцевая 250-38-1-32-1 ГОСТ 21424-93

Зубчатая передача смазывается картерным способом.

В качестве смазки выбрано: масло индустриальное И-Г-А-46 ГОСТ 17479.4-87.

Литература.

1. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. М: «Высшая школа» 2005.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие. Калининград: Янтарный сказ, 2002, 454 с.

3. Чекмарев А.А., Осипов В.К. Справочник по машиностроительному черчению. М: Высшая школа, 2001.

4. Курмаз Л.В., Скобейда А.Т. Детали машин. Проектирование. Справочное учебно-методическое пособие. Высшая школа, 2004.

Дата добавления: 2015-07-19