Реферат: Расчет и проектирование привода лебедки
Министерство сельского хозяйства и продовольствия Республики Беларусь
УО «Белорусская государственная сельскохозяйственная академия»
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту по «Деталям машин и основам конструирования»
Тема: Расчет и проектирование привода лебедки
Выполнил:
студент гр.
специальность
Проверил:
2009
Содержание
Введение
1. Кинематический и силовой расчет
2. Расчет косозубой передачи
3. Расчет шевронной передачи
4. Расчет валов редуктора
5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов
6. Подбор и проверочный расчет шпонок
7. Определение конструктивных размеров зубчатой передачи
8. Определение конструктивных размеров корпуса
9. Определение конструктивных размеров крышек подшипников
10. Выбор масла, смазочных устройств
16. Выбор и проверочный расчет муфт
17. Сборка редуктора
18. Техника безопасности
Список использованной литературы
Введение
В создании материально-технической базы значительная роль отводится подъемно-транспортному машиностроению, перед которым поставлена задача широкого внедрения во всех областях народного хозяйства комплексной механизации и автоматизации производственных процессов, ликвидации ручных погрузочно-разгрузочных работ и исключения тяжелого ручного труда при выполнении основных и вспомогательных производственных операций. Современные поточные технологические и автоматизированные линии, межцеховой и внутрицеховой транспорт, погрузочно-разгрузочные операции органически связаны с применением разнообразных грузоподъемных машин и механизмов, обеспечивающих непрерывность и ритмичность производственных процессов.
Правильный выбор грузоподъемного оборудования является основным фактором нормальной работы и высокой эффективности производства. Нельзя обеспечить устойчивый ритм производства на современной ступени его интенсификации без согласованной и безотказной работы современных средств механизации внутрицехового и межцехового транспортирования сырья, полуфабрикатов и готовой продукции на всех стадиях обработки и складирования. Успешно осуществляется переход от применения отдельных видов подъемно-транспортной техники к внедрению высокопроизводительных комплексов. Создаются принципиально новые системы грузоподъемных машин для комплексной механизации и автоматизации погрузочно-разгрузочных, транспортных и складских работ. Современные высокопроизводительные грузоподъемные машины, имеющие высокие скорости и большую грузоподъемность, появились в результате постепенного совершенствования машин в течение долгого времени.
В грузоподъемных машинах применяют электропривод с двигателями постоянного и переменного тока. Основным преимуществом двигателей постоянного тока является возможность регулирования скорости в широких пределах и получения механических характеристик, наиболее полно удовлетворяющих требованиям, предъявляемым к работе грузоподъемных машин. Кроме того, двигатели постоянного тока обладают большей перегрузочной способностью и более напряженным режимом работы.
Электропривод с двигателем переменного тока по сравнению с приводом постоянного тока обладает более низкой стоимостью и меньшими затратами при эксплуатации, вследствие более простой и надежной конструкции. Кроме того, электродвигатели переменного тока получают электроэнергию непосредственно из сети, а для электродвигателей постоянного тока требуются индивидуальные или цеховые преобразовательные устройства.
Примерный вид привода лебедки приведен на рис.1
/>
Рис.1 Примерная схема привода лебедки
где: 1-двухступенчатый редуктор, 2-электродвигатель, 3-ограничитель подъема.
Кинематическая схема заданного привода лебедки приведена на рис.2.
Вращение привода передается от вала электродвигателя 1 к выходной муфте 4 через входную муфту 2 и двухступенчатый редуктор 3.
/>
Рис.2 Кинематическая схема привода лебедки.
1. Кинематический и силовой расчет
Исходные данные:
вращающий момент на выходном валу Т3=1260Нм;
угловая скорость выходного вала ω3=4с-1;
Определяем мощность на выходном валу Р3= Т3х ω3=1260х4=5040Вт.
Определяем общий КПД привода по схеме привода
ηобщ=ηкпηшпηмηп (1.1)
где [1, с.5, табл.1.1]: ηкп=0,97- КПД косозубой передачи;
ηшп=0,97 — КПД шевронной передачи;
ηм=0,982 – потери в муфтах;
ηп=0,993 — коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках 3-х валов.
Сделав подстановку в формулу (2.1) получим:
ηобщ.=0,97*0,97*0,982*0,993=0,877
Определяем мощность, необходимую на входе [1, с.4]
Ртр=Р3/ηобщ. (1.2)
где Ртр – требуемая мощность двигателя:
Ртр=5,04/0,877=5,75кВт
Выбираем электродвигатель [1, с.390, табл. П1, П2]
Пробуем двигатель 4А132М6У3:
Рдв.=7,5кВт;
nс=1000об/мин;
--PAGE_BREAK--S=1,3%
dдв.=38мм.
Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:
nном=nc·(1-S); nном=1000·(1-0,013);
nном=870 об/мин
По формуле (2.4) определяем угловую скорость вала двигателя
ωдв=πnдв/30=π*870/30=91,1рад/с;
Определяем общее передаточное число привода
U=ωдв./ω3=91,1/4=22,8
Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода
Uобщ.=U1· U2; (1.3)
Назначаем по рекомендации [1, табл.1.2]:
U1=5;
тогда
U2= Uобщ./U1;
U2=4,56, что входит в рекомендуемые пределы
Принимаем U2=4,5.
Тогда уточняем передаточное число привода по формуле (2.3):
Uобщ.=5х4,5=22,5
Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А136М6 с dвых=38мм.
Угловые скорости определяем по формуле
ω=πn/30 (1.4)
По схеме привода (рис.2) и формуле (1.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала
n1= nдв
n2= nдв/U1=870/5=174об/мин;
ω2=πn2/30=π*174/30=18,2 рад/с;
n3= n2/U2=174/4,5=38,7 об/мин;
ω3=πn3/30=π*38,7/30=4 рад/с.
Определяем мощность на каждом валу по схеме привода
Р1=Рдвηм=7,5*0,98=7,35 кВт;
Р2=Р1ηкпηп=7,35*0,97*0,992=7,06 кВт;
Р3=Р2ηшп ηп =7,06*0,97*0,99=6,78 кВт.
Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле
/>(Нм) (1.5)
/>;
/>;
/>;
/>.
Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.
Параметры кинематического расчета Таблица 1
№ вала
n, об/мин
ω, рад/с
Р, кВт
Т, Нм
U
Дв
870
91,1
7,5
82,3
1
870
91,1
7,35
80,7
5
2
174
18,2
продолжение--PAGE_BREAK--
7,06
388
4,5
3
38,7
4
6,78
1964
2. Расчет косозубой передачи
2.1 Исходные данные
Мощность на валу шестерни и колеса Р1=7,35 кВт
Р2=7,06 кВт
Вращающий момент на шестерне и колесе Т1=80,7 Нм
Т2=388 Нм
Передаточное число U=5
Частота вращения шестерни и колеса n1=870 об/мин
n2=174 об/мин
Угловая скорость вращения шестерни и колеса ω1=91,1 рад/с
ω3=18,2 рад/с
Угол наклона зубьев β1=13˚
Расположение колес относительно опор симметричное.
2.2 Расчет параметров зубчатой передачи
Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:
шестерня – сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,
колесо — сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.
Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:
/>(2.1)
где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
КHL – коэффициент долговечности;
[SH] – коэффициент безопасности;
по [1,c.33]: КHL =1; [SH] =1,1.
Определяем σHlimb по табл.3.2 [1,c.34]:
σHlimb =2НВ+70; (2.2)
σHlimb1=2×270+70; σHlimb1=610МПа;
σHlimb2=2×250+70; σHlimb1=570МПа.
Сделав подстановку в формулу (3.1) получим
/>; />МПа;
/>; />МПа.
Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:
/>(2.3)
/>;
/>МПа.
Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:
/>(2.4)
де Ка– числовой коэффициент;
КHβ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
/> — коэффициент ширины;
Т2– вращающий момент на колесе
Выбираем коэффициенты:
Ка=43 [1,c.32];
продолжение--PAGE_BREAK--
КHβ=1,1 [1,c.32, табл.3.1];
/>=0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [1,c.36];
Т2=388Нм.
Подставив значения в формулу (3.4) получим:
/>; />мм;
Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]
/>мм.
Определяем модуль [1,c.36]:
/>(2.5)
/>;
/>;
Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль mn=2,0мм [1,c.36]
Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:
/>(2.6)
Так как β=13º (β=8º…12º), тогда cosβ=0,974
/>; />;
Принимаем />зуба.
Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [1,c.37]:
/>;
/>; />;
/>;
/>; />.
Уточняем фактическое передаточное число
/>;
/>; />
Отклонения передаточного числа от номинального нет.
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [1,c.37]:
/>(2.8)
/>; />мм;
/>; />мм.
Проверяем межосевое расстояние
/>(2.9)
/>; />мм.
продолжение--PAGE_BREAK--
Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам:
/>; />; />
/>; />; />(2.10)
/>; />(2.11)
/>мм;
/>; />мм;
/>; />мм;
/>; />мм;
/>; />мм;
/>; />мм;
/>; />мм
/>; />мм;
/>; />мм;
/>; />мм.
Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψba<0,4)
/>;
/>; />;
0,315>0,223
Значит, условие выполняется.
Определяем окружные скорости колес
/>
/>; />м/с;
/>;
/>; />м/с;
/>м/с.
продолжение--PAGE_BREAK--
Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 8В [1,c.32].
Определяем фактическое контактное напряжение по формуле (3.6) [1,c.31]
/>(2.12)
где КН– коэффициент нагрузки:
КН=КНά×КНβ×КНu;
КНά– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
КНβ— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;
КНu— коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.
Уточняем коэффициент нагрузки
КНά=1,01; [1,c.39, табл.3.4]
КНu=1; [1,c.40, табл.3.6]
/>; />; />,
тогда КНβ=1,09; [1,c.39, табл.3.7]
КН=1,01×1,09×1; КН=1,1.
Сделав подстановку в формулу (3.12) получим
/>;
/>МПа.
Определяем ∆σН
/>;
/>; />недогрузки,
что допускается.
Определяем силы в зацеплении
— окружная
/>; (2.13)
/>; />Н;
— радиальная
/>; (2.14)
/>; />Н;
— осевую
/>; (2.15)
/>; />Н.
Практика показывает, что у зубчатых колес с НВ<350 выносливость на изгиб обеспечивается с большим запасом, поэтому проверочный расчет на выносливость при изгибе не выполняем.
Все вычисленные параметры заносим в табл.2.
Таблица 2. Параметры закрытой зубчатой передачи
Параметр
Шестерня
Колесо
mn, мм
2
βº
продолжение--PAGE_BREAK--
13º
ha, мм
2
ht, мм
2,5
h, мм
4,5
с, мм
0,5
d, мм
53
267
dа, мм
57
271
df, мм
48
252
b, мм
54
50
аW, мм
160
v, м/с
2,4
Ft, Н
2906
Fr, Н
1086
Fа, Н
250,7
3. Расчет шевронной передачи
Исходные данные:
Мощность на валу шестерни и колеса Р1=7,06 кВт
Р1=6,78 кВт
Вращающий момент на шестерне и колесе Т1=388 Нм
Т2=1964 Нм
Передаточное число U=4,5
Частота вращения шестерни и колеса n1=174 об/мин
n2=38,7 об/мин
Угловая скорость вращения шестерни и колеса ω1=18,2 рад/с
ω3=4 рад/с
Угол наклона зубьев β=45˚
Расположение колес относительно опор симметричное.
Материал зубчатых колес сталь 45 с термообработкой – улучшение; для колеса твердость 235…262 НВ2 (248 НВ2ср), sТ = 540 Н/мм2, наибольшая толщина сечения заготовки />; для шестерни 269…302 НВ1 (285 НВ1ср), sТ = 650 Н/мм2, при диаметре заготовки шестерни />.
При этом обеспечивается прирабатываемость зубьев: />.
Интерполированием, т.е. находим промежуточные значения функции по известным ее частным значениям, [1, табл.4.15] находим число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости:
для колеса – NHO2 = 16,2´106,
для шестерни – NHO1 = 22,5´106.
Рекомендуется NF0= 4´106 – наработка.
Находим число циклов нагружения зубьев (колеса и шестерни) за весь срок службы:
/>;
/>;
/>;
/>;
где /> — ресурс (срок службы) передачи, примерно три года при двухсменной работе.
Принимаем значения коэффициентов:
KHL = 1, учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи,
KFL = 1, учитывает долговечность работы.
Определяем допускаемые контактные напряжения [s]HO и напряжения изгиба [s]FO, соответствующие числу циклов напряжений NHO и NFO [3, табл. 4.6] для материалов зубьев колеса и шестерни:
продолжение--PAGE_BREAK--
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
Определяем допускаемые напряжения с учетом ресурса (срока службы) передачи:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
Чтобы рассчитать межосевое расстояние, принимаем расчетные коэффициенты: /> – коэффициент ширины венца [1, табл. 4.6], />, /> – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (табл. 4.18; 4.20).
Тогда межосевое расстояние передачи равно:
/>
где Ка =43 – числовой коэффициент для шевронной передачи;
Т2=232Нм.
Подставив значения в формулу (5.1) получим:
/>; />мм;
Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]
/>мм.
Определяем модуль [1,c.36]:
/>/>;
/>;
Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль mn=4,0мм [1,c.36]
Определяем суммарное число зубьев по формуле:
/>
β=45º, тогда cosβ=0,707
/>; />;
Принимаем />зуба.
Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам [1,c.37]:
/>;
/>;
/>;
/>; />.
Уточняем фактическое передаточное число
/>;
/>; />
Отклонения передаточного числа от номинального нет.
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.11):
/>
/>; />мм;
/>; />мм.
Проверяем межосевое расстояние
/>/>; />мм.
Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам (2.10)
/>; />; />
/>; />; />/>;
/>/>мм;
/>; />мм;
/>; />мм;
продолжение--PAGE_BREAK--
/>; />мм;
/>; />мм; принимаем b2=80мм;
/>; />мм;
/>; />мм
/>; />мм;
/>; />мм;
/>; />мм.
Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψba<0,4)
/>;
/>; />;
0,315>0,056
Значит, условие выполняется.
Определяем окружные скорости колес
/>
/>; />м/с;
/>;
/>; />м/с;
Принимаем для расчетов />м/с.
Определяем силы в зацеплении
— окружная
/>; />; />Н;
— радиальная
/>; />; />Н;
— осевого усилия нет.
Принимаем 9-ую степень точности изготовления колес [1, табл.4.5].
Принимаем коэффициенты динамической нагрузки: KHV=1,2 (Н≤350HB); КFV=1,02 [1, табл. 4.13]. Принимаем коэффициенты формы зуба некорригированного зацепления: для шестерни z1 = 16, YF1 = 4,4; а для колеса z2 = 72, YF2 = 3,61. Проверяем зубья колеса по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба:
Расчетное контактное напряжение:
/>;
/>;
Определяем ∆σН
/>;
/>; /> недогрузки, что допускается.
Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни:
/>;
/>;
/>;
/>;
Прочность зубьев на изгиб обеспечивается
Все вычисленные параметры заносим в табл.3.
Параметры закрытой шевронной передачи Таблица 3
Параметр
Шестерня
Колесо
mn, мм
4
z
16
72
βº
45º
ha, мм
4
hf, мм
5
h, мм
продолжение--PAGE_BREAK--
10
с, мм
0,5
d, мм
90,5
409,5
dа, мм
98,5
422,5
df, мм
80,5
399,6
b, мм
80
62
ω, рад
18,2
4
аW, мм
250
v, м/с
0,8
Т, Нм
388
1964
Ft, Н
9593
Fr, Н
4938
4. Расчет валов редуктора
По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора. Для этого мысленно расцепим шестерню и колесо редуктора. По закону равенства действия и противодействия:
Fa1= Fa2= Fa1;
Ft1= Ft2= Ft1;
Fr1= Fr2= Fr1;
Ft3= Ft4= Ft2;
Fr3= Fr4= Fr2.
Схема усилий приведена на рис.3.
Так как на валу промежуточного вала находится 3 зубчатых колеса, этот вал будет определяющим для внутренней ширины корпуса редуктора и расчет валов начнем с него.
4.1 Расчет промежуточного вала
Исходные данные выбираем из табл.1,3 с округлением до целых чисел:
Схема усилий действующих на валы редуктора
Fa1= Fa2= Fa1=251Нм;
Ft1= Ft2 =Ft1= 2906Нм;
Fr1= Fr2= Fr1= 1086Нм;
Ft3= Ft4= Ft2=9592Нм;
Fr3= Fr4= Fr2=4938Нм;
/>Нм;
/>Нм.
/>
Рис.4 Схема усилий, действующих на валы редуктора
d1=53мм;
d2=267мм;
d3=90,5мм;
Т1=81Н;
Т2=388Н;
Т2=388Н;
b1=54мм;
b2=50мм;
b3=82мм;
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4]
σв=730Н/мм2; /> Н/мм2; />Н/мм2; /> Н/мм2.
продолжение--PAGE_BREAK--
Определяем диаметр выходного конца вала под подшипником из расчёта на чистое кручение
/>
где [τк]=(10…20)Мпа [1,c.161]
Принимаем [τк]=30Мпа.
/>; />мм.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа40:
/>мм.
Намечаем приближенную конструкцию промежуточного вала редуктора (рис.4), уменьшая диаметр ступеней вала на 5…6мм
/>
Рис.5 Приближенная конструкция промежуточного вала
dв=52мм;
Lст1=в1=54мм;
Lст3=в3=82мм;
х=8мм;
W=50мм;
r=2,5мм;
f=1,2мм;
dст=dв-3f=48мм;
dп≥ dст-3r=40мм;
l=2Lст1+Lст3+4х+W=326мм.
Так как осевые силы от двух косозубых колес взаимно компенсируются, их можно не учитывать в расчетах, поэтому предварительно назначаем предварительно подшипники шариковые радиальнные однорядные средней серии по />мм подшипник №308, у которого Dп=90мм; Вп=23мм [1,c.394, табл.П3].
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=[Fa×d/2]:
mа=251·267×10-3/2;
mа=33,5Н×м2.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1åmFу=0
-RКу·0,272-Ft1·0,0,06+Ft3·0,06+ mа –Ft1·0,212=0
RКy=(4938·0,06-1086·0,212-1086·0,0,06)/ 0,272;
RКy==60Н
Учитывая симметричность нагрузок:
RFy =60Н
Назначаем характерные точки 1, 2, 3, 4 и 5 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у(слева)=-RFy·0,06;
М2у(слева)=-3,5
М2у(справа)= М2у -mа;
М2у=-37;
М3у=-Fr3·0,076;
М3у=-412,5Нм2;
М4у(слева)= М2у(справа) =-37;
М4у(справа)= М2у(слева)=-3,5;
М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.6)
Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.
1åmFх=0
RКх·0,272-Fr1·0,0,06- mа+Fr3·0,06+ mа -Fr1·0,212=0
RКх=(-4938·0,06+1086·0,212+1086·0,06)/ 0,272;
RКх==34,5Н
/>
Рис.6 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.
Учитывая симметричность нагрузок: RFх=34,5Н
продолжение--PAGE_BREAK--
Назначаем характерные точки 1, 2, 3, 4 и 5 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у=-Т2/2;
М3у=-Fr3·0,076;
М3у=-194Нм2;
М4у=-Т2;
М4у=-388;
М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.6)
Крутящий момент
Т1-1=0;
Т2-2=-T2/2=-194Нм2;
Т3-3(слева)=-T2/2=-194Нм2;
Т3-3(справа)=T2/2=194Нм2;
Т4-4=T2/2=194Нм2;
Т5-5=0.
В соответствии с рис.6 наиболее опасным является сечение 3-3, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.
Исходные данные для расчета:
М3х= 388Нм2;
М3у=412,5Нм2;
Т3-3=388Нм2;
d=52мм;
в=16мм – ширина шпонки,
t=6мм – глубина шпоночного паза,
l=45мм – длина шпонки.
При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.
Определяем результирующий изгибающий момент:
/>Нм2.
Эквивалентный момент:
/>Нм2.
Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [σ-1]и=60МПа:
/>мм.
Условие соблюдается.
Определяем напряжения изгиба:
σи=Ми/W;
где W – момент сопротивлению изгибу. По [1, табл.22.1]:
/>мм3
σи=627000/7611=53,7Н/мм2.
При симметричном цикле его амплитуда равна:
σа= σи =53,7Н/мм2.
Определяем напряжения кручения:
τк=Т3-3/Wк;
где Wк – момент сопротивлению кручению. По [1, табл.22.1]:
/>мм3
τк=338000/16557=13,2Н/мм2.
При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:
τа= τк /2=13,2/2=6,6 Н/мм2.
Согласно примечанию к табл. 0.2 [3] в расчет принимаем концентрацию напряжений от посадки зубчатого колеса, для которой по табл.0.5 [3] (интерполируя) Кσ/Кν=3,9; Кτ/Кd=2,8.
По табл. 0.3…0.4 [3]: КF=1,0 – для шлифованной посадочной поверхности; Кν=1,0 – поверхность вала не упрочняется.
Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала:
(Кσ)D=( Кσ/Кν+ КF-1)/ Кν=(3,9+1-1)/1=3,9;
(Кτ)D=( Кτ/Кν+ КF-1)/ Кν=(2,8+1-1)/1=2,8.
Определяем пределы выносливости вала:
(σ-1)D=σ-1/(Кσ)D=370/3,9=94,9 Н/мм2;
(τ-1)D=τ-1/(Кτ)D=200/2,8=71,4 Н/мм2.
Определяем коэффициенты запаса прочности:
продолжение--PAGE_BREAK--
sσ=(σ-1)D/ σа=94,9/53,7=1,8;
sτ=(τ-1)D/ τа=71,4/6,6=10,8.
Определяем расчетный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:
/>
Сопротивление усталости вала в сечении 3-3 обеспечивается, расчет вала на жесткость не проводим.
4.3 Расчет ведомого вала редуктора
Исходные данные выбираем из табл.1,3 с округлением до целых чисел:
Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.3
Ft4= 9592Н;
Fr4=4938Н;
d4=267мм;
Т4=1964Н;
b4=82мм;
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] σв=730Н/мм2; /> Н/мм2; />Н/мм2; /> Н/мм2.
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение
/>
где [τк]=(20…25)Мпа [1,c.161]
Принимаем [τк]=20Мпа.
/>; />мм.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа40:
/>мм.
Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.5), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.
/>
Рис.7 Приближенная конструкция ведомого вала
/>мм;
/>мм – диаметр под уплотнение;
/>мм – диаметр под подшипник;
/>мм – диаметр под колесо;
/>мм – диаметр буртика.
Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по />мм подшипник №318, у которого Dп=190мм; Вп=43мм [1,c.394, табл.П3].
Из расчета промежуточного вала принимаем l=326мм, остальные размеры:
W=65мм;
lм=105мм (длина полумуфты МУВП на момент 2000Нм;
l1=35мм.
Определим размеры для расчетов:
l/2=163мм;
с=W/2+ l1+ lм/2=170мм – расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.
Проводим расчет ведомого вала на изгиб с кручением.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
-RЕy·0,326+Fr4·0,163=0
RЕy= 4938·0,163/ 0,326;
продолжение--PAGE_BREAK--
RЕy=RСy=2469Н
/>
Рис.7 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала
Назначаем характерные точки 1,2 и 3 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у= -RСy·0,168;
М2у=-400Нм2;
М3у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм2(рис.8)
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
1åmЕх=0;
-RСх·0,336+ Ft·a=0;
RСх=(5540·0,476+9592·0,168)/0,11;
RСх=38622Н
2åmСх=0;
-RЕх·0,336+Ft·0,168+FМ2·0,140= 0;
RЕх=(9592×0,0,168+5540×0,14)/0,336;
RЕх=7104Н
Назначаем характерные точки 1,2,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х=0;
М2х= — FМ2·0,14
М2х=-7104·0,14;
М2х=994Нм;
М3х=-RСх·0,168;
М3х=38622·0,168;
М3х=6488Нм
М4х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент
Т1-1= Т2-2= Т3-3= T1=1964Нм;
T4-4=0.
Исходные данные выбираем из табл.1,3 с округлением до целых чисел:
Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.3
Ft1= 2906Н;
Fr1=1086Н;
Fа1=250,7Н;
d1=267мм;
Т1=80,7Н;
b1=54мм;
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] σв=730Н/мм2; />Н/мм2; />Н/мм2; />Н/мм2.
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение
/>
где [τк]=(20…25)Мпа [1,c.161]
Принимаем [τк]=20Мпа.
/>; />мм.
Диаметр выходного конца двигателя по произведенному расчету в п.1равен 38мм.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа40:
продолжение--PAGE_BREAK--
/>мм.
Намечаем приближенную конструкцию ведущего вала редуктора (рис.9), с учетом того, что уже известны межосевые расстояния между подшипниками и между шестернями.
/>
Рис.9 Приближенная конструкция ведущего вала
dв=32мм;
Lст1=в1=54мм;
х=8мм;
W=50мм;
r=2,5мм;
f=1,2мм;
dу=35мм-ближайшее большее стандартное значение диаметра под уплотнение
dп≥ dу принимаем ближайшее большее стандартное значение диаметра под подшипник dп =40мм;
d3= dп+2r=50мм;
Примем dст =d1=50мм, облегчение прохода шестерни через диметр d1 при сборке обеспечим заданием допуска d10(-0,08/-018) на размер d1.
dст= d3+5f=63мм;
l=2Lст1+Lст3+4х+W=326мм.
lм =58мм – принимаем для муфты МУВП с диметрами отверстий 32 и 36 мм;
l1=52мм – принимаем предварительно.
Так как осевые силы от двух косозубых колес взаимно компенсируются, их можно не учитывать в расчетах, поэтому предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по dп =40мм подшипник №308, у которого Dп=90мм; Вп=23мм [1,c.394, табл.П3].
Производим расчет ведущего вала на изгиб с кручением.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1åmАу=0
RBy·0,172-Fr·0,06-Fr·0,212 =0
RBy=1086·0,384 /0,172;
RBy=2224Н
RАy = RBy=2224Н
Назначаем характерные точки 1,2,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у= RАy·а;
М2у=2224·0,06;
М2у =133,5Нм;
М3у= М2у =133,5Нм;
М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.10)
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
1åmАх=0;
FМ1·0,327-RВх·0,272-Ft·0,06-Ft·0,212=0;
RВх=(2906(0,272+0,212)-718·0,327)/0,272;
RВх»1019Н
2åmВх=0;
RАх·0,272-Ft·0,212-Ft·0,06+FМ1·0,055= 0;
RАх=(2906(0,212+0,06)-718·0,055)/0,272;
RАх»395Н
/>
Рис.10 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала
Назначаем характерные точки 1,2, 3, 4, 5 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х=0;
М2х= -RАх·0,06;
М2х=-395·0,06;
М2х=-23,7Нм;
М3х= -RБх·0,06;
М3х= -1019·0,06=-61,1Нм;
М4х=FМ1·0,055;
М4х=-718·0,055=-39,5Нм;
М5х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
продолжение--PAGE_BREAK--
Крутящий момент
Т1-1=0;
Т1-1=T1/2=80,7/2=40,35Нм;
Т2-5= T1=80,7Нм.
5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов
Предварительно выбранные подшипниками с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.5.
Таблица 5. Параметры выбранных подшипников
Ведущий вал
Промежуточный вал
Ведомый вал
№
308
308
318
d, мм
40
40
80
D, мм
90
90
190
С, кН
41
41
143
Со, кН
22,4
22,4
99
RАх, Н
395
34,5
36612
RАу, Н
1019
34,5
7104
RБх, Н
2224
60
2469
RБу, Н
2224
60
2469
Fr, Н
251
267
4938
Подшипники устанавливаем по схеме «враспор». Определяем долговечность подшипников ведомого вала, имеющего наибольшую радиальную нагрузку.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку
Fэ=(ХV×FrА+Y×FаА) Kd×Kτ; [1,c.212];
где Kd— коэффициент безопасности;
Kd=1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем Kd=1,3;
FаА=0;
Х=1 для шариковых подшипников;
V– коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1
Kτ– температурный коэффициент;
Kτ=1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ=1х1х4938х1,3х1=6,4кН<C=143кН
Определяем номинальную долговечность подшипников в часах
/>[1,c.211];
/>; />ч.
продолжение--PAGE_BREAK--
Долговечность обеспечена.
6. Подбор и проверочный расчет шпонок
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [3]. Обозначения используемых размеров приведены на рис.11.
/>
Рис.11 Сечение вала по шпонке
6.1 Шпонки ведущего вала
Для выходного конца быстроходного вала при d=32 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=10x8 мм2 при t=5мм (рис.11).
При длине ступицы шкива lш=58 мм выбираем длину шпонки l=50мм.
Материал шпонки – сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
/>(7.1)
где Т – передаваемый момент, Н×мм; Т1=80700 Н×мм.
lр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b, мм;
[s]см – допускаемое напряжение смятия.
С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s]см=110…190 Н/мм2) вычисляем:
/>
Условие выполняется.
Для шестерен быстроходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5,5мм, t1=3,8мм (рис.10).
При длине ступицы шестерни lш=54 мм выбираем длину шпонки l=45мм.
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (10.1):
/>
Проверим толщину тела шестерни между впадиной зуба и пазом для шпонки (см. рис.12). Для изготовления шестерни отдельно от вала должно соблюдаться условие:
s≥2,5m, где m– модуль зубчатой передачи.
/>
Рис.11 Схема для проверки возможности изготовления отдельной шестерни
s=[df– (dк+ 2t1)]/2=[48 – (50+2х3,3)]/2=-8,6<0,
т.е. шестерню невозможно изготовить отдельно, необходимо изготовление вала-шестерни.
6.2 Шпонки промежуточного вала
Для зубчатых колес промежуточного вала при d=48 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5мм, t1=3,3мм (рис.10).
При длине ступицы шестерни lш=54 мм выбираем длину шпонки l=45мм. Т2=388Нм=388000Нмм. С учетом того, что на промежуточном валу устанавливаются шестерни из стали 45 ([s]см=170…190 Н/мм2) вычисляем по формуле (7.1):
/>
Для шевронной шестерни вала при d=52 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5мм, t1=3,3мм (рис.11).
При длине ступицы шестерни lш=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.
/>Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (10.1):
Условие выполняется.
Проверим толщину тела шестерни между впадиной зуба и пазом для шпонки (см. рис.12). Для изготовления шестерни отдельно от вала должно соблюдаться условие:
s≥2,5m, где m– модуль зубчатой передачи.
s=[df– (dк+ 2t1)]/2=[80,5 – (52+2х5,5)]/2=11,5>10,
т.е. шестерню можно изготовить отдельно.
6.3 Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала
Передаваемый момент Т=1964Нм=1964000Нмм.
Для выходного конца ведомого вала при d=80 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=22x14 мм2 при t=9мм.
При длине ступицы полумуфты lМ=105 мм выбираем длину шпонки l=100мм.
/>
Для зубчатого колеса ведомого вала при d=82 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=25x14мм2 при t=9мм.
При длине ступицы шестерни lш=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.
/>С учетом того, что на ведомом валу устанавливаются шестерни из стали 45 ([s]см=170…190 Н/мм2) вычисляем по формуле (7.1):
условие выполняется.
Таблица 6. Параметры шпонок и шпоночных соединений
Параметр
вх.вал- полум
промвал-косозуб
промвал-шеврон
вых.вал-шеврон
вых.вал-полум.
Ширина шпонки b, мм
10
14
16
22
25
Высота шпонки h, мм
8
9
продолжение--PAGE_BREAK----PAGE_BREAK----PAGE_BREAK--
d1
77
175
Внутренний диаметр по манжете, мм
d2
52
100
Толщина стенки и ширина буртика, мм
b
6
5
Высота буртика, мм
с
5
5
Остальные размеры определяем конструктивно при построении чертежа.
10. Выбор масла, смазочных устройств
Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис.15):
/>
Рис.15 Схема определения уровня масла в редукторе
hм max£0.25d2 = 0.25×166,67 = 42мм;
hм min= 2×m= 2×2 = 4мм.
При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.
Объем масляной ванны принимаем из расчета 0,5 л на 1кВт передаваемой мощности V = 0,5×PII = 0,5×5,335 = 2,7 л.
Контроль уровня масла производится жезловым маслоуказателем, который ввинчивается в корпус редуктора при помощи резьбы. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку в верхней части корпуса.
Выбираем смазочный материал. Для этого ориентировочно рассчитаем необходимую вязкость:
/>
где ν50– рекомендуемая кинематическая вязкость смазки при температуре 50°С;
ν1=170мм2/с – рекомендуемая вязкость при v=1м/с для зубчатых передач с зубьями без термообработки;
v=2м/с – окружная скорость в зацеплению
/>
Принимаем по табл.8.32 118мм2/с. По табл.8.34 выбираем масло И-100А.
И для шестерни, и для зубчатого колеса выберем манжетные уплотнения типа 1 из ряда 1 по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.
11. Выбор и проверочный расчет муфт
По задания – муфты упругие втулочно-пальцевые.
Исходя из отверстий в полумуфтах под валы и моментов на валах выбираем муфты: входную 250-32-1.1-38 11.2-У3 ГОСТ21424-75 с отверстиями 32 и 38мм, Т1=81Нм;
выходную 2000-75-1.1- 80-11.2-У3 ГОСТ21424-75 с отверстиями 75 и 80мм, Т3=1964Нм. Выходная муфта выполнена со шкивом, для торможения плоским ремнем.
Проводим проверочный расчет упругих элементов на смятие по формуле:
σсм=2Т/(zDld)≤ [σсм] (11.1)
и проверочный расчет пальцев на изгиб:
σи=Тl/(0,1d2zD)≤ [σи] (11.2)
где D-диаметр окружности расположения центров пальцев,
z-число пальцев,
d — диаметр пальца под резиновой втулкой,
[σсм] =2…4МПа — допустимое напряжение на смятие для резины.
[σсм] =60…80МПа — допустимое напряжение на изгиб для пальца.
Из справочника выбираем данные для входной 1 и выходной муфт:
Т1=250Нм; Т2=2000Нм; D1=100мм; D2=200мм; d1=14мм; d2=24мм; l1=121мм; l2=218мм; z1=6; z2=8.
Подставив значения в формулы (11.1) и (11.2) получим:
σсм1=2·250/(6·100·121·14)=0,49МПа≤ [σсм]
σсм2=2·2000/(8·200·218·24)=0,47МПа ≤ [σсм]
σи1=250·121/(0,1·142·6·100)=0,025МПа≤ [σи]
σи2=2000·218/(0,1·242·8·200)=0,004МПа≤ [σи]
Условия выполняются.
12. Сборка редуктора
Перед сборкой внутренние части корпусных деталей очищают и покрывают маслостойкой краской. Перед общей сборкой собираются валы с насаженными деталями. Подшипники перед сборкой нагреваются в масле. На ведущий вал-шестерню устанавливаются подшипники. В сквозную крышку подшипника устанавливается манжета. На вал-шестерню устанавливаются подшипниковые крышки и собранный вал устанавливается в корпус редуктора. На промежуточный вал надевается шевронная шестерня и 2 косозубых колеса. На промежуточный вал устанавливаются подшипниковые крышки и собранный вал устанавливается в корпус редуктора. На выходной вал надевается шевронное колесо, устанавливаются подшипниковые крышки и собранный вал устанавливается в корпус редуктора. Регулировка подшипников производится набором регулировочных прокладок, устанавливаемых между корпусом и подшипниковыми крышками. Сверху устанавливается крышка корпуса и прикрепляется к основанию. Устанавливается пробка для слива масла и жезловый маслоуказатель. В собранном редукторе быстроходный вал должен свободно проворачиваться. Собранный редуктор заливается маслом и обкатывается.
13. Техника безопасности
Вращающиеся детали (входные и выходные концы валов, муфты) должны иметь защитный кожух. Электрические провода должны иметь защитный экран (пропущенычерез трубку).
Концы проводов (подвод к электродвигателю) должны быть изолированы и закрыты крышкой.
Установка должна быть заземлена.
Рама после слесарной обработки и сварки не должна иметь заусенцев.
Проводить осмотр зацепления, регулировки, устранение неисправностей и сборочно-разборочные работы необходимо только при выключенном электродвигателе.
При работе не прикасаться к вращающимся деталям. Техническое обслуживание производить при полной остановке электродвигателя.
Регулярно контролировать уровень масла в редукторе и следить за наличием смазки в подшипниках.
Не допускать к работе лиц, которые не прошли инструктаж по технике безопасности и обслуживанию редукторной установки.
При обслуживании, монтаже и демонтаже пользоваться только исправными инструментами.
Не допускать грубых ударов по деталям во избежание их порчи.
При хранении все открытые детали должны иметь антикоррозийную окраску или смазку. Нельзя хранить детали в сырых помещениях.
Список использованной литературы
1. Дунаев П.Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.
2. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Детали машин и основы конструирования, Минск: «Вышейшая школа», 2000.
3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк., 1991
4. Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. – Мн.: Выш. школа, 1978
5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н.Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999