Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника - Курсовая работа

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней 2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода 3.3 Проектный расчет червячной передачи 3.

Содержание курсового проекта

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала червячного колеса

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

3.3 Проектный расчет червячной передачи

3.4 Проверочный расчет червячной передачи

3.5 Расчет червячной передачи на нагрев

4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

5. Конструирование корпуса и крышки редуктора

6. Проверочный расчет шпонок

6.1 Быстроходный вал

6.2 Тихоходный вал

7. Проверочный расчет быстроходного вала;

8. Подбор подшипников качения быстроходного вала;

9. Подбор и расчет муфты;

10. Выбор смазочных материалов;

1. Введение

В данном курсовом проекте спроектирован одноступенчатый червячный редуктор привода междуэтажного подъемника.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - уменьшение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указанию конкретного назначения. Редуктор классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтально, вертикально); особенностям кинематической схемы (развернутая, соостная и т.д.).

Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже - сварными стальными.

При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого червячного редуктора по ГОСТ 2185-66 umax = 80. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением u. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь u ? 63.

Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т.д.).

В одноступенчатом червячном редукторе используется червячная передача, состоящая из червяка и червячного колеса. Червячное колесо устанавливается на тихоходном валу, а вал-червяк является быстроходным валом. В качестве опор валов используются как правило, подшипники качения. Установка передачи в отдельном корпусе гарантирует точность сборки, лучшую смазку, более высокий КПД, меньший износ, а так же защиту от попадания в нее пыли и грязи.

Сборку редуктора производят в следующем порядке: Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом (или чертежом общего вида).

Начинают сборку с того, что на быстроходный вал одевают маслоотражательные кольца и подшипники качения, предварительно нагрев их в масле до 80…100 С.

Собранный быстроходный вал-червяк укладывают в основании корпуса. В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники качения. Вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку редуктора, для центровки ее устанавливают с помощью двух конических штифтов и затягивают болты. Сопрягаемые поверхности корпуса и крышки редуктора предварительно смазывают спиртовым лаком.

Далее в сквозные крышки подшипников вставляют манжеты. Глухие и сквозные привертные крышки подшипников вместе с набором прокладок устанавливают на торцах корпуса при помощи болтов.

Перед началом работы в редуктор заливают масло выше уровня нормы на 5…15 мм.

Перед эксплуатацией редуктор должен быть обкатан по условиям завода-изготовителя.

Разборку редуктора производят так же, как и сборку, но в обратной оследовательности.

2. Выбор двигателя и кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Определяем требуемую мощность рабочей машины: Ррм = Fv, где F - тяговое усилие цепи, КН;

v - линейная скорость грузовой цепи, м/с.

Ррм = 4?0,5 = 2,0 КВТ.

Определим общий КПД привода h = hзпhопhмh2пкhпс, где hзп - КПД закрытой передачи; hоп - КПД открытой передачи; hm - КПД муфты; hпк - КПД одной пары подшипников качения; hпс - КПД одной пары подшипников скольжения (на приводном валу рабочей машины). h = 0,8?0,92?0,98?0,992?0,985 = 0,696.

Определяем требуемую мощность двигателя: Рдв.треб = Ррм/h = 2,0/0,696 = 2,87 КВТ.

По [1, таблица К9] выбираем двигатель 4АМ100S4У3 с номинальной мощностью Рном=3КВТ и номинальной частотой вращения nном = 1435 об/мин.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины: npm = 60?1000v/(D?), где v - линейная скорость грузовой цепи, м/с;

D - диаметр звездочки, мм. npm = 60?1000?0,5/(330?3,14) = 29,0 об/мин.

Определяем передаточное число привода: u = nном/npm = 1435/29,0 = 49,56.

Определим передаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора uзп = 20: uоп = u/uзп = 49,56/20 = 2,48.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

В соответствии с заданной последовательностью соединения элементов привода по кинематической смене используем следующие формулы для вычисления мощности, частоты вращения, угловой скорости и вращающих моментов на валах привода: Вал двигателя: nдв = nном = 1435 об/мин;

wдв = pnдв/30 = 3,14?1435/30 = 150,2 рад/с;

Рдв = 2,87 КВТ;

Тдв = Рдв/wдв = 2,87?1000/150,2 = 19,1 Н?м.

Быстроходный вал: n1 = nдв = 1435 об/мин;

w1 = wдв = 150,2 рад/с;

Р1 = Рдвhмhпк = 2,87?0,98?0,99 = 2,79 КВТ;

Т1 = Тдвhмhпк = 19,1?0,98?0,99 = 18,6 Н?м.

Тихоходный вал: n2 = n1/uзп = 1435/20 = 71,75 об/мин;

w2 = w1/uзп = 150,2/20 = 7,51 рад/с;

Р2 = Р1hзпhпк = 2,79?0,8?0,99 = 2,21 КВТ;

Т2 = Т1uзпhзпhпк = 18,6?20?0,8?0,99 = 294 Н?м.

Вал приводной рабочей машины: npm = n2/uоп = 71,75/2,48 = 28,95 об/мин;

wpm = w2/uоп = 7,51/2,48 = 3,03 рад/с;

Ррм = Р2hопhпс = 2,21?0,92?0,985 = 2,0 КВТ;

Трм = Т2uопhопhпс = 294?2,48?0,92?0,985 = 660 Н?м.

Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода

3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала червячного колеса

Определим скорость скольжения: 4,3?7,51?20?(294)1/3/1000 = 4,29 м/с.

По [1, таблица 3.5] выбираем из группы I материал БРО10Ф1, полученный способом литья в кокиль, sв = 275 Н/мм2, st = 200 Н/мм2.

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Допускаемые напряжения для червячного колеса определяем по формулам из [1, таблица 3.6].

Наработка за весь срок службы: N = 573w2Lh = 573?7,51?20000 = 86064600.

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность: KHL = (107/N)1/8 = (107/86064600)1/8 = 0,76.

Определяем допускаемые контактные напряжения: [s]Н = 0,9KHLCVSВ = 0,9?0,76?1?275 = 189,1 Н/мм2, где Cv - коэффициент, учитывающий износ материала [1, С.55].

Так как червяк располагается в масляной ванне, то полученное значение допускаемого напряжения не изменяем, т.е. [s]Н = 189,1 Н/мм2.

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность: KFL = (106/N)1/9 = (106/86064600)1/9 = 0,61.

Определяем допускаемые напряжения изгиба: [s]F = (0,08sв 0,25st)KFL = (0,08?275 0,25?200)?0,61 = 43,9 Н/мм2.

3.3 Проектный расчет червячной передачи

Определяем межосевое расстояние: aw = 61(Т2?103/[s]2Н)1/3 = 61?(294?103/189,12)1/3 = 123,11 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи aw = 125 мм.

Число витков червяка z1 = 2. Число зубьев колеса z2 = z1u = 2?20 = 40. Округляем до целого числа z2 = 40.

Определим модуль зацепления m = (1,5…1,7)aw/z2 = (1,5…1,7)?125/40 = 4,69…5,31 мм, округляем в большую сторону до стандартного значения m = 5 мм.

Определяем коэффициент диаметра червяка: q = (0,212…0,25)z2 = (0,212…0,25)?40 = 8,48…10,00;

округляем в большую сторону до стандартного значения q = 10.

Коэффициент смещения инструмента х = (aw/m) - 0,5(q z2) = 0,00.

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного: uф = z2/z1 = 40/2 = 20,00;

(|20,00 - 20|/20)?100% = 0,00 < 4%.

Определим фактическое значение межосевого расстояния aw = 0,5m(q z2 2x) = 0,5?5?(10 40 2?0,00) = 125,00 мм.

Вычисляем основные геометрические размеры червяка: делительный диаметр d1 = qm = 10?5 = 50,0 мм;

начальный диаметр dw1 = m(q 2x) = 5?(10 2?0,00) = 50,0 мм;

диаметр вершин витков da1 = d1 2m = 50,0 2?5 = 60,0 мм;

диаметр впадин витков df1 = d1 - 2,4m = 50,0 - 2,4?5 = 38,0 мм;

делительный угол подъема линии витков g = arctg(z1/q) = arctg(2/10) = 11,31°;

длина нарезаемой части червяка b1 = (10 5,5|x| z1)m C = (10 5,5|0,00| 2)?5 0 = 60,0 мм, округляем до значения из ряда нормальных размеров b1 = 60 мм.

Основные геометрические размеры венца червячного колеса: делительный диаметр d2 = dw2 = mz2 = 5?40 = 200,0 мм;

диаметр вершин зубьев da2 = d2 2m(1 x) = 200,0 2?5?(1 0,00) = 210,0 мм;

наибольший диаметр колеса dam2 ? da2 6m/(z1 2) = 210,0 6?5/(2 2) = 217,5 мм;

диаметр впадин зубьев df2 = d2 - 2m(1,2 - x) = 200,0 - 2?5?(1,2 - 0,00) = 188,0 мм;

ширина венца b2 = 0,355aw = 0,355?125,00 = 44,4 мм, округляем до значения из ряда нормальных размеров b2 = 45 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса

2d = 2?arcsin(b2/(da1 - 0,5m)) = 2?arcsin(45/(60,0 - 0,5?5)) = 103°.

Определим силы в зацеплении окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Ft2 = Fa1 = 2000T2/d2 = 2000?294/200,0 = 2940 Н;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Ft1 = Fa2 = 2000T2/(uфd1) = 2000?294/(20,00?50,0) = 588 Н;

радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

Fr = Ft2tg20° = 2940?0,364 = 1070 Н.

3.4 Проверочный расчет червячной передачи

Фактическая скорость скольжения

VS = uфw2d1/(2cosg?103) = 20,00?7,51?50,0/(2?cos11,31°?103) = 3,83 м/с.

Определим коэффициент полезного действия передачи h = tgg/tg(g j) = tg11,31°/tg(11,31 2)° = 0,85, где j - угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения, град [1, таблица 4.9].

Проверим контактные напряжения зубьев колеса где K - коэффициент нагрузки;

[s]Н - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скорости скольжения, Н/мм2 [1, таблица 3.6] SH = 340?(2940?1/(50,0?200,0))1/2 = 184,4 ? 198,6 Н/мм2.

Полученное значение контактного напряжения меньше допустимого на 7,2%, условие выполнено. Проверим напряжения изгиба зубьев колеса SF = 0,7YF2Ft2K/(b2m) ? [s]F, где YF2 - коэффициент формы зуба колеса, который определяется по [1, таблица 4.10] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса: zv2 = z2/cos3g = 40/cos311,31° = 42, тогда напряжения изгиба равны

SF = 0,7?1,53?2940?1/(45?5) = 14,0 ? 43,9 Н/мм2, условие выполнено.

3.5 Расчет червячной передачи на нагрев

Определяем площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора: А » 12,0aw1,7 = 12,0?0,1251,7 = 0,35 м2, Где aw - межосевое расстояние червячной передачи, м.

Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:

где h - КПД червячной передачи;

P1 - мощность на червяке, КВТ;

KT - коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2?°С);

y - коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;

t0 = 20 °С - температура окружающего воздуха;

[t]раб = 95 °С - максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, °С. траб = 1000?(1 - 0,85)?2,79/(17?0,35?(1 0,3)) = 75,8 °С.

4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Быстроходный вал (вал-червяк): d1 = (0,8…1,2)?dдв = (0,8…1,2)?28 = 22,4…33,6 мм, где dдв - диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.

Из полученного интервала принимаем стандартное значение d1 = 25 мм. Длина ступени под полумуфту: l1 = (1,0…1,5)d1 = (1,0…1,5)?25 = 25…37,5 мм, принимаем l1 = 40 мм.

Размеры остальных ступеней: d2 = d1 2t = 25 2?2,2 = 29,4 мм, принимаем d2 = 30 мм;

l2 » 1,5d2 = 1,5?30 = 45 мм, принимаем l2 = 45 мм;

d3 = d2 3,2r = 30 3,2?2 = 36,4 мм, принимаем d3 = 37 мм;

d4 = d2.

Тихоходный вал (вал колеса): (294?103/(0,2?35))1/3 = 34,76 мм, принимаем d1 = 35 мм;

l1 = (0,8…1,5)d1 = (0,8…1,5)?35 = 28…52,5 мм, принимаем l1 = 50 мм;

d2 = d1 2t = 35 2?2,5 = 40 мм, принимаем d2 = 40 мм;

l2 » 1,25d2 = 1,25?40 = 50 мм, принимаем l2 = 50 мм;

d3 = d2 3,2r = 40 3,2?2,5 = 48 мм, принимаем d3 = 48 мм;

d4 = d2;

d5 = d3 3f = 48 3?1,2 = 51,6 мм, принимаем d5 = 53 мм;

Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии: для быстроходного вала: 7206A;

для тихоходного: 7208A.

5. Конструирование корпуса редуктора

Определим толщину стенки корпуса d = 1,2 Т1/4 = 1,2•(294)1/4 = 4,97 ? 6 мм, где Т = 294 Н•м - вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем d = 6 мм.

Зазор между внутренними стенками корпуса и деталями а = (L)1/3 3 = 2641/3 3 = 9 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b0 » 4a= 36 мм.

Диаметры приливов для подшипниковых гнезд: вал 1: для привертной крышки DП = Dф 6 = 87 6 = 93 мм. вал 2: для закладной крышки D"П = 1,25D 10 = 1,25•80 10 = 110 мм, где D - диаметр отверстия под подшипник, Dф - диаметр фланца крышки подшипника.

Диаметры винтов привертных крышек подшипника: d1 = 6 мм;

Число винтов: z1 = 4.

Диаметр винтов крепления крышки к корпусу находим по формуле d = 1,25(Т)1/3 = 1,25•(294)1/3 = 8,31 ? 10 мм, где Т - момент на тихоходном валу редуктора. Принимаем d = 10 мм.

Размеры конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу (для болтов): ширина фланца крышки корпуса K = 2,35d = 23,5 мм, расстояние от торца фланца до центра болта С = 1,1d = 11,0 мм. диаметр канавки под шайбочку D » 2d = 20 мм. высота прилива в корпусе h = 2,5d = 25 мм.

Для винтов: K1 = 2,1d = 21,0 мм, С1 = 1,05d = 10,5 мм.

Высоту прилива в крышке под стягивающий болт (винт) определяем графически, исходя из условия размещения головки болта (винта) на плоской опорной поверхности вне кольцевого прилива под подшипник большего диаметра. Диаметр штифта dшт = 0,75d = 8 мм.

Диаметр винта крепления редуктора к раме dф = 1,25d = 14 мм, количество винтов z = 4. Высота ниши h0= 2,5(dф d) = 50 мм, длина опорной поверхности в месте крепления редуктора к раме l = 2,4dф d = 40 мм, высота прилива под винт h = 1,5dф = 21 мм, расстояние от боковой поверхности корпуса до центра винта с = 1,1dф = 15 мм.

Размеры проушины в виде ребра с отверстием: толщина ребра s = 2,5d = 15 мм, диаметр отверстия d = 3d = 18 мм, радиус проушины R = d. Размеры проушины, выполненной в виде сквозного отверстия в крышке: сечение (b ? b) отверстия b = 3d = 18 мм, радиус дуги из вершины крышки для определения границы отверстия а = 1,7d = 10 мм.

6. Проверочный расчет шпонок

6.1 Быстроходный вал

Шпонка под полумуфту призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 8?7, длина 32 мм, диаметр вала d = 25 мм.

Определяем напряжение смятия

, где T - передаваемый момент, Н•м;

d - диаметр вала, мм;

lp - рабочая длина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза, мм. scm = 2•103•19/(25•24•(7 - 4)) = 21 МПА.

Полученное значение не превышает допустимого [s]см = 100 МПА.

6.2 Тихоходный вал

Шпонка под червячное колесо призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 14?9, длина 56 мм, диаметр вала d = 48 мм.

Определяем напряжение смятия

= 2•103•294/(48•42•(9 - 5,5)) = 83 МПА.

Полученное значение не превышает допустимого [s]см = 100 МПА.

Шпонка под звездочку призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 10?8, длина 40 мм, диаметр вала d = 35 мм.

Определяем напряжение смятия

= 2•103•294/(35•30•(8 - 5)) = 97 МПА.

Полученное значение не превышает допустимого [s]см = 100 МПА.

7. Проверочный расчет быстроходного вала

Силы, действующие на вал: FTC = 588 Н; FRC = 1070 Н; FAC = 2940 Н; Fm = 50•Т1/2 = 50•191/2 = 218 Н - консольная сила муфты.

Неизвестные реакции в подшипниках найдем, решая уравнения моментов относительно опор: SMB(x) = 0;

SMB(x) = FAC•DC/2 - FRC•LBC RDY•(LBC LCD) = 0;

RDY = (- FAC•DC/2 FRC•LBC)/(LBC LCD) = (- 2940•0,050/2 1070•0,133)/(0,133 0,133) = 259 Н.

SMB(y) = 0;

SMB(y) = - Fm•LAB - FTC•LBC RDX•(LBC LCD) = 0;

RDX = (Fm•LAB FTC•LBC)/(LBC LCD) = (218•0,072 588•0,133)/(0,133 0,133) = 353 Н.

SMD (x) = 0;

SMD (x) = - RBY•(LBC LCD) FAC•DC/2 FRC•LCD = 0;

RBY = (FAC•DC/2 FRC•LCD)/(LBC LCD) = (2940•0,050/2 1070•0,133)/(0,133 0,133) = 811 Н.

SMD (y) = 0;

SMD (y) = - Fm•( LAB LBC LCD) - RBX•(LBC LCD) FTC•LCD = 0;

RBX = (- Fm•( LAB LBC LCD) FTC•LCD)/(LBC LCD) = (- 218•(0,072 0,133 0,133) 588•0,133)/(0,133 0,133) = 17 Н.

Построение эпюр: Участок АВ: 0 ? z ? 0,072;

Mx(z) = 0; Mx(0) = 0 Н•м; Mx(0,072) = 0 Н•м.

My(z) = Fоп•z; My(0) = 0 Н•м; My(0,072) = 218•0,072 = -16 Н•м.

T = -19 Н•м на всем участке.

MS(0) = (М2х М2у)1/2.

MS(0) = 0 Н•м; MS(0,072) = (02 -162)1/2 = 16 Н•м.

Участок ВС: 0 ? z ? 0,133;

Mx(z) = - RBY•z; Mx(0) = 0 Н•м; Mx(0,133) = - 811•0,133 = -108 Н•м.

My(z) = Fоп•(LAB z) - RBX•z;

My(0) = 218•0,072 = -16 Н•м;

My(0,133) = 218•(0,072 0,133) - 17•0,133 = -47 Н•м.

T = -19 Н•м на всем участке.

MS(0) = (02 -162)1/2 = 16 Н•м; MS(0,133) = (-1082 -472)1/2 = 118 Н•м.

Участок CD: 0 ? z ? 0,133;

Mx(z) = - RBY•(LBC z) FAC•DC/2 FRC•z;

Mx(0) = - 811•0,133 2940•0,050/2 = -34 Н•м;

Mx(0,133) = - 811•(0,133 0,133) 2940•0,050/2 1070•0,133 = 0 Н•м.

My(z) = Fоп•(LAB LBC z) - RBX•(LBC z) FTC•z;

My(0) = 218•(0,072 0,133) - 17•0,133 = -47 Н•м;

My(0,133) = 218•(0,072 0,133 0,133) - 17•(0,133 0,133) 588•0,133 = 0 Н•м.

T = 0 Н•м на всем участке.

MS(0) = (-342 -472)1/2 = 58 Н•м; MS(0,133) = 0 Н•м.

Проверим сечение В на запас прочности. Концентратор напряжений - переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:

где Ss - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

St - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где s-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПА;

ks - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

es - масштабный фактор для нормальных напряжений;

b - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

sa - амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба sи в рассматриваемом сечении;

ys - коэффициент, зависящий от марки стали;

sm - среднее напряжение цикла нормальных напряжений. sa = sи = 103М/W, где М - суммарный изгибающий момент в сечении, Н•м;

W - момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.

W = pd3/32 = 3,14•303/32 = 2649 мм3, sa = sи = 103•16/2649 = 5,92 МПА, sm = 4Fa /(pd2) = 4•2940/(3,14•302) = 4161 МПА.

Ss = 410/(1,9•5,92/(0,73•0,94) 0,27•4161) = 2,36.

где t-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПА;

kt - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

et - масштабный фактор для касательных напряжений;

ta - амплитуда цикла касательных напряжений;

yt - коэффициент, зависящий от марки стали;

tm - среднее напряжение цикла касательных напряжений. ta = tm = 0,5•103T/Wk, где Т - крутящий момент в сечении, Н•м;

Wk - момент сопротивления сечения при кручении, мм3.

Wk = pd3/16 = 3,14•303/16 = 5299 мм3, ta = tm = 0,5•103•19/5299 = 1,79 МПА.

St = 240/(1,74•1,79/(0,73•0,94) 0,1•1,79) = 50,79.

S = 2,36•50,79/(2,362 50,792)1/2 = 2,36.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 - 2,5.

Проверим сечение С на запас прочности. Концентратор напряжений - переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:

где Ss - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

St - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где s-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПА; ks - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; es - масштабный фактор для нормальных напряжений; b - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; sa - амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба sи в рассматриваемом сечении; ys - коэффициент, зависящий от марки стали; sm - среднее напряжение цикла нормальных напряжений. sa = sи = 103М/W, где М - суммарный изгибающий момент в сечении, Н•м;

W - момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.

W = pd3/32 = 3,14•363/32 = 4578 мм3, sa = sи = 103•118/4578 = 25,77 МПА, sm = 4Fa /(pd2) = 4•2940/(3,14•362) = 2890 МПА.

Ss = 410/(1,9•25,77/(0,73•0,94) 0,27•2890) = 2,47.

где t-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПА; kt - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; et - масштабный фактор для касательных напряжений; ta - амплитуда цикла касательных напряжений; yt - коэффициент, зависящий от марки стали; tm - среднее напряжение цикла касательных напряжений. ta = tm = 0,5•103T/Wk, где Т - крутящий момент в сечении, Н•м;

Wk - момент сопротивления сечения при кручении, мм3.

Wk = pd3/16 = 3,14•363/16 = 9156 мм3, ta = tm = 0,5•103•19/9156 = 1,04 МПА.

St = 240/(1,74•1,04/(0,73•0,94) 0,1•1,04) = 87,76.

S = 2,47•87,76/(2,472 87,762)1/2 = 2,47.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 - 2,5.

8. Подбор подшипников качения быстроходного вала

Силы, действующие на подшипники: FRBMAX = (R2Bx R2By)1/2 = (172 8112)1/2 = 811 Н, FRDMAX = (R2Dx R2Dy)1/2 = (3532 2592)1/2 = 438 Н, Famax = 2940 Н.

Для типового режима нагружения 1 коэффициент эквивалентности KE = 0,8. Тогда эквивалентные нагрузки равны: FRB = KEFRBMAX = 0,8•811 = 649 Н, FRD = KEFRDMAX = 0,8•438 = 350 Н, FAB = KEFAMAX = 0,8•2940 = 2352 Н.

Для принятых подшипников находим: Cr = 38 KH, C0r = 25,5 КН, X = 0,4, Y = 1,6, e = 0,37.

Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы роликовых подшипников: FABMIN = 0,83EFRB = 0,83•0,37•649 = 649 H, FADMIN = 0,83EFRD = 0,83•0,37•350 = 108 H.

Определим осевые нагрузки, действующие на подшипники: FAB = FADMIN Fa = 108 2352 = 2460 H, FAD = FADMIN = 108 H.

Отношение FAB/(VFRB) = 2460/(1•649) = 3,79, что больше e. Окончательно принимаем X = 0,4, Y = 1,6.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (для опоры В): PRB = (VXFRB YFAB)КБКТ, где Кб - коэффициент безопасности;

КТ - температурный коэффициент.

PRB = (1•0,4•649 1,6•2460) •0,8•1 = 3356 Н.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a1 = 1, a23 = 0,7 (обычные условия применения), k = 3,33 (роликовый подшипник): L10ah = a1a23(Cr /PRB)k ?106/(60n) = 1•0,7•(38000/3356)3,33•106/(60•1435) = 26292 ч, L10ah > Lh.

Расчетная динамическая грузоподъемность (для опоры B): Crp = PRB?(573w?Lh/106)1/3 = 3356?(573?150,20?20000/106)1/3,33 = 31444 Н, Crp < Cr.

Подшипник пригоден.

9. Подбор и проверочный расчет муфты

Для соединения быстроходного вала с валом электродвигателя принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Определяем расчетный момент: Мрасч = K•ТБ = 1,3•19,1 = 24,83 Н•м, где K - коэффициент режима работы и характера нагрузки, ТБ - вращающий момент на быстроходном валу, Н•м.

По ГОСТ 21424-75 выбираем муфту с ближайшим большим передаваемым моментом. Размеры муфты: диаметр расположения пальцев D1 = 90 мм, длина муфты L = 105 мм, диаметр пальца dп = 14 мм, длина пальца lп = 64 мм, количество пальцев z = 4, длина резиновой втулки lp.в. = 28 мм.

Проверим пальцы муфты на изгиб: = 90 Н/мм2, sи = 24,83•64•103/(0,1•143•90•4) = 16,09 Н/мм2, .

Проверим резиновые втулки на смятие: = 2 Н/мм2, scm = 2•24,83•103/(90•4•14•28) = 0,35 Н/мм2, .

Условия выполнены, прочность муфты обеспечена.

10. Выбор смазочных материалов

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм.

Принимаем масло индустриальное для гидравлических систем без присадок И - Г - А - 46 ГОСТ 17479.4 - 87.

Определим количество масла: V = (0,4…0,8)•Рвых = (0,4…0,8)•2,2 = 0,88…1,76 л.

Примем V = 0,9 л.

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол - 24 по ГОСТ 21150 - 75. Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

11. Список использованной литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. Шк., 1991. - 432 с.: ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. 5-е изд. М.: Высш. шк. 1998 - 447 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В трех томах. Москва: Машиностроение, 2001 - 920 с.

4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Житков В.К. Детали машин: Учебник для техникумов - М.:Илекса, 1999.- 392 с.:ил.

5. Устюгов И.И. Детали машин: Учеб. Пособие для учащихся техникумов.-М.:Высш. школа, 1981.- 399 с., ил.