Проектирование узла промежуточного вала двухступенчатого редуктора - Дипломная работа

Потребную мощность для подъема груза определяется по формуле: Рпотр = , (2.1) где ? - КПД привода; Частоту вращения вала определяем по формуле: nэ = nбар · i, где i - передаточное отношение редуктора; Определяем эквивалентное число нагружений по формуле где - коэффициент, зависящий от режима работы, выбирается по табл. Расчетное контактное напряжение определяется по формуле где - коэффициент, учитывающий особенности расчета косозубой передачи на контактную прочность, и определяется по формуле где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяется по табл.8.7 [3, стр.149], =1,07; Расчетное изгибное напряжение определяется по формуле где - коэффициент, учитывающий повышение прочности косозубых колес, и определяется по формулеРЕДУКТОР 21ШЕВР 85.0 59.5 19 80 4.21 1.50 32.63 137.37 29.129ШЕВР 90.0 67.5 18 87 4.83 1.50 30.86 149.14 28.955ШЕВР 100.0 63.4 14 73 5.21 2.00 32.18 167.82 29.541ШЕВР 110.0 62.6 14 82 5.86 2.00 32.08 187.92 29.223ШЕВР 120.0 61.9 14 91 6.50 2.00 32.00 208.00 28.

грузоподъемный машина привод редуктор

Рассчитать и спроектировать узел промежуточного вала двухступенчатого редуктора (схема 24), используемого в приводной станции грузоподъемной машины (схема 92).

Рисунок 1. Схема привода грузоподъемной машины

Исходные данные: Сила тяги F = 8 КН;

Скорость подъема груза V = 43 м/мин;

Длительность работы (ресурс) Lh = 15000 час;

Режим работы - III;

Тип производства - мелкосерийное.

Привод грузоподъемной машины сконструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает поднятие груза со скоростью 43 м/мин. Привод грузоподъемной машины (рисунок 1) состоит из электродвигателя, муфты, редуктора, барабана, троса. Электродвигатель присоединен к редуктору при помощи муфты. Подъем груза осуществляется тросом, который наматывается на барабан. Барабан приводится в движение от электродвигателя через редуктор и муфту. Редуктор осуществляет повышение крутящего момента и снижение частоты вращения до требуемой величины.

Расчет рабочего органа машины. Определение диаметра троса

Диаметр троса определяем по формуле: dкан = 0,1· , где F - сила тяги, КН;

dкан = 0,1· = 8,94 мм

Определение диаметра и длины барабана

Диаметр барабана определяем по формуле: Dбар ? 25·dкан, Dбар ? 25·8,94 = 223,5 мм;

Округлим в соответствие с нормативными линейными размерами по ГОСТ 6636 - 69 [2, С.410] и принимаем Dбар = 230 мм.

Определим длину барабана по формуле: lбар = (1…2)· Dбар = (1…2)·200 = 200…400 мм.

Принимаем lбар=340 мм

Определение крутящего момента и частоты вращения барабана

Определим крутящий момент барабана по формуле: Тбар = = = 920 Н·м;

Определим частоту вращения барабана: nбар = = = 59,51 об/мин.

Выбор электродвигателя. Определение потребной мощности для подъема груза

Потребную мощность для подъема груза определяется по формуле: Рпотр = , (2.1) где ? - КПД привода;

? = ?бар·?т·?б·?м, где h бар - КПД барабана, h бар = 0,95 [2, стр.6];

h т - КПД тихоходной ступени, h т = 0,97 [2, стр.6];

h б - КПД быстроходной ступени, h б = 0,97 [2, стр.6];

h м - КПД муфты, h т = 0,98 [2, стр.6].

Подставляем найденные значения в формулу (2.1) определяем потребную мощность для подъема груза

Рпотр = = 6,544 КВТ.

Определение диапазона частот вращения вала электродвигателя

Частоту вращения вала определяем по формуле: nэ = nбар · i, где i - передаточное отношение редуктора;

i = 8 … 25;

nэ = 59,51·(8…25) = 476,08…1487,75 об/мин

Учитывая полученный диапазон частот вращения вала, выберем электродвигатель по таблице 24.9 [2, стр.417]

132M6 nэ= 960 об/мин .

АИР112М4 ТУ 16-525.564-84.

Определение передаточного отношения привода и редуктора

Определяем передаточное отношение привода: іприв = = = 16,13;

Определяем передаточное отношение редуктора: іред = іприв = 16,13.

Разработка исходных данных для ввода в ЭВМ. Крутящий момент на выходном валу

Определяем по формуле: Твых = = = 968,42 Н·м.

Назначение термообработки материала

Термообработку материала выбирают, учитывая следующие условия: 1. Твых ? 1000 Н·м - термоулучшение, нормализация;

2. 1000 < Твых ? 1500 Н·м - закалка с низким отпуском;

3. 1500 < Твых - цементация, азотирование.

Так как Твых = 663 Н·м, то выбираем для материала термообработку - нормализация

Допускаемое напряжение

[?н] = 500 … 600 МПА

Выберем допускаемые напряжения для быстроходной и тихоходной ступени, учитывая, что в тихоходной ступени ?н должно быть выше на 30…50 МПА.

Принимаем

[?н]б = 50 0 МПА, [?н]т = 550 МПА.

Назначение относительной ширины колес

Относительную ширину колес определяем по таблице 8.4[3, стр.143]

-ширину колес быстроходной ступени ?ва б =0,40;

-ширину колес тихоходной ступени ?ва т = 0,45.

Номинальная частота вращения электродвигателя nном = nэ = 960 об/мин.

Эквивалентное время работы редуктора

Время работы редуктора определяем по формуле: Lhe = ?н ·Lh, где ?н = 0,18, [3, табл. 8.9];

Lh - заданный срок службы, час.

Lhe = 0,18·15000 = 2700 час.

Анализ полученных данных и выбор оптимального варианта компоновки редуктора. Условия для выбора оптимального варианта

Вариант № 1

A=da2max=312 мм;

L=aw 0,5·(da2Б da2T)=200 0,5·(312 325,77)=518,885 мм;

a= 3= =11,0357 мм;

B=BWБ BWT 2·a (0,45…0,55)·aw=28,8 68 2·11,0357 200·0,5=

=218,8771 мм;

m= (d2a2T·BWT d2а2Б)=6,12(3,122·0,288 3,25772·0,68)=61,323283

V=A·B·L=3,12·2,18·5,19=35,43 мм3;

Вариант № 2

A=da2max=304 мм;

L=aw 0,5·(da2Б da2T)=190 0,5·(304 301,52)= мм;

a= 3= =9,44мм;

B=BWБ BWT 2·a (0,45…0,55)·aw=34,6 70,7 2·9,44 190·0,5=

=222,01 мм;

m= (d2a2T·BWT d2а2Б)=6,12(3,042·0,346 3,0152·0,707)=58,9

V=A·B·L=3,04·2,22·4,9276=33,27 мм3;

Вариант № 3

A=da2max=312 мм;

L=aw 0,5·(da2Б da2T)=190 0,5·(320 285)= мм;

a= 3= =10,898 мм;

B=BWБ BWT 2·a (0,45…0,55)·aw=40,7 67,5 2·10,89 190·0,5=

=224,99 мм;

m= (d2a2T·BWT d2а2Б)=6,12(2,932·0,67 3,122·0,407)=59,7

V=A·B·L=3,12·4,9263·2,2499=34,58 мм3;

Вариант № 4

A=da2max=320 мм;

L=aw 0,5·(da2Б da2T)=190 0,5·(320 285)= мм;

a= 3= =10,87 мм;

B=BWБ BWT 2·a (0,45…0,55)·aw=50,2 66 2·10,89 190·0,5=

=232,994 мм;

m= (d2a2T·BWT d2а2Б)=6,12(3,2 2·0,5 2,852·0,662)=64,36

V=A·B·L=3,12·4,9263·2,2499=36,71 мм3;

Вариант № 5

A=da2max=328 мм;

L=aw 0,5·(da2Б da2T)=190 0,5·(328 272,61)= мм;

a= 3= =10,88 мм;

B=BWБ BWT 2·a (0,45…0,55)·aw=65,2 60,9 2·10,88 190·0,5=

=242,87 мм;

m= (d2a2T·BWT d2а2Б)=6,12(3,28 2·0,652 2,722·0,609)=70

V=A·B·L=3,28·2,4287·4,903=39,05 мм3;

Требуемым условиям наиболее соответствует вариант 3.

Рис.

Определение вращающих моментов и частот вращения валов для оптимального варианта компоновки редуктора. Определение вращающих моментов

Вращающий момент на колесе тихоходной ступени: Т2Т = , где ?подш - КПД подшипника; ?подш = 0,99 [2, стр.6];

Т2Т = = 960 Н·м;

Вращающий момент на шестерне тихоходной ступени: Т1Т = ,

где UT - передаточное число на тихоходной ступени;

UT = 3,84;

?зац - КПД зацепления [2, стр.6];

?зац = 0,98;

Т1Т = =251 Н·м;

Вращающий момент на колесе быстроходной ступени: Т2Б = = = 251 Н·м;

Вращающий момент на шестерне быстроходной ступени: Т1Б = , где UБ - передаточное число на быстроходной ступени;

UБ = 4;

Т1Б = = 65,46 Н·м;

Определение частот вращения

Определим частоту вращения быстроходного вала:

n1 = nэ = 960 об/мин.

Определим частоту вращения промежуточного вала: n2 = = об/мин;

Определим частоту вращения тихоходного n3 = = об/мин;

Геометрический расчет зубчатых передач редуктора. Расчет быстроходной ступени m - модуль, m = 4;

z1 - число зубьев шестерни, z1 = 19;

z2 - число зубьев колеса, z2 = 76;

a - угол профиля, a = 20°;

с - коэффициент радиального зазора, с = 0,25;

Определяем диаметры начальной окружности мм;

мм.

Определяем диаметры окружности впадин df1 = d1 - 2·(c m) = 76-2·(0,25 4) = 67,5 мм;

df2 = d2 - 2·(c m) = 304 - 2·(0,25 4) = 295,5 мм.

Определяем диаметры окружности вершин da1 = d1 2·m = 76 2·4= 84 мм;

da2 = d2 2·m = 304 2·4= 312 мм

Расчет тихоходной ступени m = 3; z3 = 26; z4 = 87; a = 20°; с = 0,25; b - угол наклона зубьев, b = 14,437°.

Определяем диаметры начальной окружности мм;

мм;

Определим диаметр основной окружности dв1=m z1 cos?= 4 19 cos20=71,4166 мм;

dв2=m z2 cos?=4 73 cos20=274,39 мм;

Определим коэффициент торцового перекрытия

.

= =3,063

Определяем диаметры окружности впадин df1 = = 78,47 - 2·(0,25 4) = 69,98 мм;

df2 = = 301,52 - 2·(0,25 4) = 293,02 мм;

Проверочный расчет зубчатых передач. Выбор материала и термообработки зубчатых передач

Для шестерни и колеса тихоходной ступени выбираем сталь марки 40ХН с твердостью 230..300 HB и термообработку - нормализация улучшение. Твердость для шестерни и колеса быстроходной ступени H1=275HB, H2=260HB.

Для шестерни и колеса быстроходной ступени выбираем сталь марки 45Х с твердостью 230..260 HB и термообработку -нормализация улучшение. Твердость для шестерни и колеса тихоходной ступени H3=240HB, H4=244HB

Определение допускаемых контактных напряжений. Допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле где [?н]1Б - допускаемое контактное напряжение для шестерни быстроходной ступени;

где - коэффициент запаса прочности, по табл. 8.9 [3, стр.168] = 1,1;

- коэффициент долговечности

[?н]2Б - допускаемое контактное напряжение для колеса быстроходной ступени;

Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса

Коэффициент долговечности определяется по формуле

(8.3) где - базовое число циклов

Определяем эквивалентное число нагружений по формуле где - коэффициент, зависящий от режима работы, выбирается по табл. 8.10 [3, стр.173], = 0,125 a - число зацеплений зуба за один оборот колеса, а=1

Определяем коэффициенты долговечности по формуле (8.3)

;

;

;

;

Так как zn меньше 1, принимаем все равными 1.

Определяем допускаемые контактные напряжения по формулам (8.1) и (8.2)

МПА;

МПА;

Допускаемое контактное напряжение тихоходной ступени

МПА;

МПА;

т=500 Мпа;

Определение допускаемых изгибных напряжений. Допускаемы изгибные напряжения быстроходной ступени

Допускаемое изгибное напряжение определяется по формуле где - предел выносливости зубьев при изгибе, выбирается по табл. 8.9 [3, c.168], = 1,8HB, где HB- твердость зубьев;

= 1,8·262= 471,6 МПА, = 1,8·251= 451,8 МПА, - коэффициент запаса прочности, по табл. 8.9 [3, стр.168]

= 1,75;

- коэффициент учитывающий вид нагружения, для нереверсивной передачи =1;

- коэффициент долговечности

Коэффициент долговечности определяется по формуле где - базовое число циклов, для всех сталей .

Определяем эквивалентное число нагружений где - коэффициент зависящий от режима работы и термообработки, выбирается по табл. 8.10 [3, стр.173], = 0,013;

a - число зацеплений зуба за один оборот колеса, а=1

;

;

Определяем коэффициенты долговечности по формуле (5)

;

;

YN1 найденное числовое значение коэффициента долговечности для шестерни не удовлетворяет условию 1 ? YN ? 2,6, то примем YN1 = 1.

Определяем допускаемые изгибные напряжения по формуле (8.4)

МПА,

МПА.

Допускаемы изгибные напряжения тихоходной ступени

Допускаемое изгибное напряжение определяется по формуле где - предел выносливости зубьев при изгибе, выбирается по табл. 8.9

= 1,8HB, где HB- твердость зубьев;

= 1,8·286= 514,8 МПА, = 1,8·270= 486МПА, -коэффициент запаса прочности, по табл. 8.9 [3, c.168] = 1,75;

- коэффициент учитывающий вид нагружения, для нереверсивной передачи =1;

- коэффициент долговечности

Коэффициент долговечности определяется по формуле где - базовое число циклов, для всех сталей .

Определяем эквивалентное число нагружений

Определяем коэффициенты долговечности по формуле (8.5)

;

;

Определяем допускаемые изгибные напряжения по формуле (8.4)

МПА

МПА

Определение расчетных контактных напряжений. Расчетное контактное напряжение быстроходной ступени

Расчетное контактное напряжение определяется по формуле где - коэффициент, учитывающий особенности расчета косозубой передачи на контактную прочность, и определяется по формуле где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяется по табл.8.7 [3, стр.149], =1,07;

Определяем коэффициент по формуле (8.7)

;

- коэффициент концентрации нагрузки по длине контактной линии, определяется по рис.8.15 [3, стр.130], =1,12;

- коэффициент концентрации нагрузки по длине контактной линии, определяется по табл.8,3 [3, стр.130];

;

= приведенный модуль упругости зубчатой пары, = 2,1?105 МПА;

Определяем расчетное контактное напряжение по формуле (8.6)

МПА;

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется, так как ?нб = 428 МПА < [?н]б = 534,08 МПА.

Расчетное контактное напряжение тихоходной ступени

Расчетное контактное напряжение определяется по формуле где = 1,025, м/с

= 1,028, = 2,1?105 МПА

Определяем расчетное контактное напряжение по формуле (8.8)

МПА;

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется, так как ?нт = 579,36 МПА < [?н]т =579,92 МПА.

Определение расчетных изгибных напряжений. Расчетные изгибные напряжения быстроходной ступени

Расчетное изгибное напряжение определяется по формуле где - коэффициент, учитывающий повышение прочности косозубых колес, и определяется по формуле

(8.10) где - коэффициент, учитывающий нагрузку между зубьями, определяется по табл.8.7 [3, с.149], =1,22;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба, определяется по формуле

Определяем коэффициент по формуле (8.10)

.

- коэффициент концентрации нагрузки при изгибе, определяется по рис.8.15 =1,35

= коэффициент динамичности при изгибе, определяется по табл.8.3

= 1,124;

- коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения, определяется по рис. 8.20 [3, с.140], приведенное число зубьев: , .

=4,13; =3,75;

Определяем расчетные изгибные напряжения по формуле (8.9)

МПА

МПА

Условие прочности по изгибным напряжениям выполняется, так как ?F1Б = 71,55 МПА < [?F1]Б = 269,49 МПА;

?F2Б = 64,97 МПА < [?F2]Б= 258,17 МПА;

Расчетные изгибные напряжения тихоходной ступени

Расчетное изгибное напряжение определяется по формуле где -1,04

- 1,09

- 3,95

- 3,78

Определяем расчетные изгибные напряжения по формуле (8.11)

МПА;

МПА;

Условие прочности по изгибным напряжениям выполняется, так как ?F1Т = 125,96 МПА < [?F1]Т = 341,56 МПА;

?F2Т = 120,54 МПА < [?F2]Т = 394,43 МПА;

Разработка эскизного проекта редуктора. Определение диаметров вала

Диаметр быстроходного вала определяем по формуле: d = (7…8) · , где Твх - момент на входном валу редуктора, Н·м;

d = (7…8) · = 22,53…25,75 мм.

Согласуем диаметр быстроходного вала с диаметром вала электродвигателя dэд=32 мм [2, стр. 415]: d = (0,8…1,0)·dэд = (0,8…1,0)·32 = 25,6…32 мм

Округлим до ближайшего значения по табл. 24.27 [2, стр. 431], принимаем конический конец вала d = 28 мм.

Диаметр вала под подшипником определяем по формуле: dп ? d 2(t), где t - высота буртика, мм, принимаем равным 1,8 мм [2, c. 42] dп ? 28 2·1,8 = 31,6 мм.

Принимаем согласно табл. 24.10 [2, с. 417], принимаем dп = 35 мм.

Диаметр буртика вала у подшипника определяем по формуле: dбп ? dп 3•r, где r - размер фаски, мм, принимаем равным 2 мм [2, c. 42] dбп ? 35 3·2 = 41 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, с. 410], принимаем dбп = 42 мм.

Определим диаметры промежуточного вала

Диаметр вала под колесом определяем по формуле: dk = (6…7) ·

где Тпр - максимальный момент на промежуточном валу, Н·м;

dk = (6…7) · = 35,44 … 41,35 мм.

Округлим до ближайшего значения по табл.24.1 [2,стр.410], принимаем dk =36мм.

Диаметр буртика у колеса определяем по формуле: dбк ? dk 3•f, где f - размер фаски, мм, принимаем равным 1,2 мм [2, стр. 42] dбк ? 36 3·1,2 = 39,6 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, стр. 410], принимаем dбк = 50 мм.

Диаметр буртика у подшипника определяем по формуле: dбп ? dп 3•r, где r - размер фаски, мм, принимаем равным 2, мм [2, стр. 42];

dп - диаметр вала под подшипник;

dп = dk - 3•r, где r - размер фаски, мм, принимаем равным 2 мм [2, стр. 42]. dп = 36 - 3•2 = 30 мм.

В целях унификации принимаем dп = 35 мм.

dбп ? 35 3·2 = 41 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, с. 372], принимаем dбп = 42 мм. dk< dбп поэтому примем dk= dбп=42 мм.

Диаметр буртика у шестерни определяем по формуле: dбш ? dш 3•f, где f - размер фаски, мм, принимаем равным 1,6 мм [2, стр. 42] dбш ? 50 3·1,6 = 60 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, стр. 410], принимаем dбш = 60 мм

Определим диаметры тихоходного вала

Диаметр вала определяем по формуле: d = (5…6) · где Тт - максимальный крутящий момент на тихоходном валу, Н·м;

d = (5…6) · = 43,75…52,5 мм.

Округлим до ближайшего значения по табл. 24.28 [2, стр. 432], принимаем цилиндрический конец d = 45 мм.

Диаметр вала под подшипником определяем по формуле: dп ? d 2t, где t - высота буртика, мм, принимаем равным 4,0 мм [2, стр. 42]

dп ? 45 2·4,0 = 53 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, стр. 410], принимаем dп = 55 мм.

Диаметр буртика для подшипника определяем по формуле: dбп ? dп 3•r, где r - размер фаски, мм, принимаем равным 3 мм [2, c. 42] dбп ? 55 3·3 = 64 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, стр. 410], принимаем dбп = 65 мм.

Диаметр колеса dk = dбп = 65 мм.

Определение расстояний между деталями

Зазор между корпусом и зубчатыми колесами определяем согласно [2, c. 27] по формуле: a = 3, где L - наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей и передач, определим по формуле: L = (d1Б/2) (d2Т/2) AWБ AWT =

=(36,00/2) (266,99/2) 120 170 = 441,5 мм;

а = 3 = 10,61 ? 11 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес принимаем равным b0 ? 4a b0 = 4•11 = 44 мм.

Выбор типа подшипников

Подбор подшипника для быстроходного вала с диаметром вала под подшипник dп = 35 мм.

Выбираем согласно табл. 24.10 [2, c. 417] подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии.

Маркировка: 207

Грузоподъемность: Cr = 25,5 KH, Cor = 13,5 КН

Внутренний диаметр подшипника: d = 35 мм

Внешний диаметр подшипника: D = 72 мм

Ширина подшипника: В = 17 мм

Фаска: r = 2 мм

Подбор подшипника для промежуточного вала диаметром под подшипник d = 35 мм

Выбираем согласно табл. 24.10 [2, c. 417] подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии.

Маркировка: 207

Грузоподъемность: Cr = 25,5 KH, Cor = 13,5 КН

Внутренний диаметр подшипника: d = 35 мм

Внешний диаметр подшипника: D = 72 мм

Ширина подшипника: В = 17 мм

Фаска: r = 2 мм

Подбор подшипника для тихоходного вала диаметром под подшипник d=55мм.

Выбираем согласно табл. 24.10 [2, c. 417] подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии.

Маркировка: 211

Грузоподъемность: Cr = 34 KH, Cor = 25,6 КН

Внутренний диаметр подшипника: d = 55 мм

Внешний диаметр подшипника: D = 100 мм

Ширина подшипника: В = 21 мм

Фаска: r = 2,5 мм

Расчет промежуточного вала на усталостную прочность. Определение усилий, действующих на вал

Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач.

Окружная сила на шестерне быстроходной передачи, Н: Ft2Б = 2?Т2Б/DW2Б, Ft1Б = 2?104,11/212 = 1000 Н;

Радиальная сила на шестерне быстроходной передачи, Н: FR2Б = Ft2Б?tg AW/cos?, где b - угол наклона зубьев; aw - угол зацепления

FR2Б = 1000?tg 20/cos 29,955 = 420 Н;

Осевая сила на шестерне быстроходной передачи, Н: Fa2Б= Ft2Б?tg b;

Fa2Б =420?tg 29,955 = 240 Н.

Окружная сила на шестерне тихоходной передачи, Н: Ft1Т = 2?Т1Т/DW1Т, Ft1Т = 2?699,83/78,16 = 17140 Н;

Радиальная сила на шестерне тихоходной передачи, Н: FR1Т = Ft1Т?tg AW/cos b, FR1Т = 17140?tg 20/cos 0 =6238,3 Н;

Осевая сила на шестерне тихоходной передачи, Н: Fa1Т = Ft1Т?tg b;

Fa1Т = 5,4?tg 0 = 0 Н.

Изгибающий момент от осевой силы на ось вала

Тизг2= Fa2Б·dw1 / 2, Тизг2= 0,240·208 / 2 =25,2 Н•м.

Крутящий момент на промежуточном валу будет равным вращающему моменту на колесе быстроходной ступени

Ткр = Т1Т = 206,13 Н•м.

Расчетная схема для промежуточного вала

Расстояние a между стенками корпуса и зубчатыми колесами определяем исходя из рекомендаций равным 11 мм.

В нашем случае эти координаты соответствуют размерам c и e, определяемым графически или рассчитываемым по формулам c = 0,5 ? (lct bшест ) 5, c = 0,5 ? (42 66) 5 =59 мм. e = 0,5 ? (ВП lct) a 2, e = 0,5 ? (17 42) 11 2 = 42.5 мм.

Определение реакций и построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Уравнение равновесия моментов сил, действующих на вал в вертикальной плоскости относительно опоры А: ?MOMA(Fi) = -Fr1т•e Fr2б•(e c) Тизг- Тизг-Fr1т•(e 2c) RBZX•(2e 2c) = 0; (10.5)

Из уравнения (10.5) определяем реакцию в опоре B: RBZX = (Fr2б•e - Fr1т•(e c) - Тизг Тизг Fr2,•(e 2c))/ (2e 2c) = (0,42•42,5 - 6,2383•101,5 0,42•160,5)/203 = -2,6986 Н;

Уравнение равновесия всех сил, действующих на вал в вертикальной плоскости: ?(Fi) = -RAZX 2Fr1 - Fr2 - RBZX = 0

Из уравнения (10.6) определяем реакцию в опоре А: RAZX = 2Fr2б - Fr1т - RBXZ = 2•0,42 - 6,2383 - 2,6986 = -2,6986 Н;

Значения изгибающих моментов в вертикальной плоскости в сечениях А,В,С,D: TИAZX = 0;

TИDIZX = - RAZX•e = 2,6986•42,5 =114,69 Н•м;

TИPIZX = TИDIZX - Тизг2 = 114.69-25,2 =89,49 Н•м;

TИDIIZX = - RAZX•(e c) Fr2б•с - Тизг2 = 2,6986•101.5 0,42•59 -25,2 =273,52 Н•м;

TИDIIIZX = - RAZX•(e 2c) Fr2б•(e с)-Тизг2 -Fr1т•с=2,698•160,5 0,42•101,5 -25,2-6,2383 •59= 89,49 Н•м;

TИPIIIZX = TИDIIIZX Тизг2 = 89.49 25,2 =114,69 Н;

TИBZX =- RAZX•(2e 2c) Fr2б•(e 2c )-Тизг2 -Fr1т•(e c ) Тизг2 Fr2б•e=

=2,6986•203 0,42•160,5-25,2-6,2383 •101,5 25,2-

-0,42•42,5=0;

По полученным значениям изгибающих моментов строим эпюру.

Расчетная схема сил нагружения вала в горизонтальной плоскости, определение реакций в опорах

Уравнение равновесия моментов сил, действующих на вал в горизонтальной плоскости относительно опоры А: ?MOMA(Fi) = -Fr1т•e Fr2б•(e c) -Fr1т•(e 2c) RBXY•(2e 2c) = 0; (10.6)

Из уравнения (10.6) определяем реакцию в опоре B: RBXY = (Ft2б•e - Ft1т•(e c) - Ft2,•(e 2c))/ (2e 2c) = (1•42,5 - 17,14•101,5 1•160,5)/203 = -9,5708 Н;

Уравнение равновесия в проекции на ось Х для определения реакции в опоре А: ?(Fi) = -RAXY 2Fr1 - Fr2 - RBXY = 0; (10.7)

Из уравнения (10.7) определяем реакцию в опоре А: RAXY = 2Ft2б - Ft1т - RBXY = 2•1 -17,14 - 9,5708 =-9,5708 Н;

Значения изгибающих моментов в горизонтальной плоскости в сечениях А,В,С,D,E: ТИАХУ = 0;

TИDXY = - RAXY•e = 9,5708•42,5 =406.76 Н•м;

TИDIIXY = - RAXY•(e c) Ft2б•с = 9,5708•101.5 1•59 -25,2 =912.38 Н•м;

TИDIIIXY = - RAXY•(e 2c) Ft2б•(e с) -Ft1т•с=9,5708•160,5 1•101,5-17,14 •59= 406,76 Н•м;

ТИВХУ =- RAXY•(2e 2c) Ft2б•(e 2c ) -Ft1т•(e c ) Ft2б•e=

=9,5708•203 1•160,5-17,14 •101,5-1•42,5=0;

По полученным значениям изгибающих моментов строим эпюру

Определение суммарного изгибающего момента в опасных сечениях

Существует 3 опасных сечения В, С и D, так как в них изгибающий момент максимален и в них имеется концентраторы напряжений шпоночные пазы.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении В, D: ТИІ = Н•м; (10.8)

ТИІІ= Н•м;

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении С

ТИІІІ = Н•м; (10.9)

Определение суммарных реакций в опорах А и B

Суммарная реакция в опоре А: RA = 9,9441 КН; (10.10)

Суммарная реакция в опоре E:

RB = 9,9441 КН

Осевые усилия в опорах не возникают т.к. вал плавающий.

Рисунок 2. Эпюры

Определение фактического запаса усталостной прочности вала в сечениях В, D

Фактический запас прочности вычислим по формуле: SB = (S?B• S?B)/ ? [S], (10.12) где S?B - запас сопротивления по деформации изгиба,

S?B = ?-1/((?а• k?/ kd• kf) ?? •?т.В), (10.13)

S?B - запас сопротивления по кручению, S?B = ?-1/((?а• k?/ kd• kf) ?? •?т.В), (10.14)

Расчет выполняется по номинальной нагрузке, циклы напряжения принимаем симетричными для напряжения изгиба и кручения ?т.В - среднее напряжение кручения;

?т.В = ?АВ = 0,5•? = (0,5• Ткр)/(0,2•dk3), (10.15) где dk - диаметр промежуточного вала под колесом;

?т.В = ?АВ = (0,5• 206,13)/(0,2•423) =6,955 МПА

?АВ - амплитуда нормальных напряжений;

?АВ = ТИІ/(0,1•dk3) = 416,49/(0,1•423) = 5,62 МПА;

?-1 - предел выносливости по нормальным напряжениям, выбираем согласно таблице 8.8 [3, c. 300] равным ?-1 =1000•0,45=450 МПА;

k? - эффективный коэффициент концентрации напряжения выбираем согласно таблице 15.2 [4, c. 321] равным 2,0;

kd - масштабный коэффициент выбираем согласно рис. 15.5 [3, c. 301] равным 0,64;

kf - коэффициент качества поверхности, принимаем согласно рис. 15.6 [3, c. 301] равным при тонком шлифовании 1;

?? - коэффициент чувствительности материала к нормальным напряжениям принимаем согласно [3, c. 300] равным 0,15 для легированных сталей;

?т - среднее напряжение для симметричного цикла напряжения принимаем равным нулю;

?-1 - предел выносливости по касательным напряжениям, МПА выбираем согласно [3, c. 300] равным ?-1 =0,25•1000=250 МПА;

?В - предел прочности выбираем согласно [3, c. 162] равным 1000 МПА;

k? - эффективный коэффициент концентрации напряжения выбираем согласно таблице 15.2 [4, c. 321] равным 2,0;

?? - коэффициент чувствительности материала к касательным напряжениям принимаем согласно [3, c. 300] равным 0,1;

S?B = 450/((5,62•2,0/ 0,64•1) 0,15•0) = 2,5;

S?B = 250/((6,95• 2,0/ 0,69•1) 0,1 •6,95) = 11,1, SB = SD =(2,5•11,1)/ = 2,4;

Условие по запасу усталостной прочности выполняется, то есть

SB > [S]

2,4> 1,5

Так как условие выполняется, то расчет на жесткость не проводим. В опасных сечениях В, D работоспособность обеспечена.

Определение фактического запаса усталостной прочности вала в сечении С

Фактический запас прочности определим аналогично сечениям С т.к. в обоих случаях концентратором напряжений является шпоночный паз.

?т.C = ?АC = 0,5•? = (0,5• Ткр)/(0,2•dk3)=(0,5• 206,13)/(0,2•473) =9,17 МПА;

?АC = ТИІІ/(0,1•dk3) = 133,501/(0,1•473) = 4,9 МПА;

S?C = ?-1/((?АC• k?/ kd• kf) ?? •?т.a)= 450/((4,9•2,0/ 0,59•1) 0,15•0) = 1,44;

S?C = ?-1/((?C• k?/ kd• kf) ?? •?a.C)= 250/((9,17•2,0/ 0,59•1) 0,1•9,17) = 11,44

SC =(S?B• S?B)/ =(1,44•11,44)/ = 14,39.

Условие по запасу усталостной прочности выполняется, то есть

SC > [S]

14,39 > 1,5

Так как условие выполняется, то расчет на жесткость не проводим. В опасном сечении С работоспособность обеспечена.

Проверка долговечности подшипников качения опор промежуточного вала

Исходные данные для расчета

Подшипник 207 - легкая серия;

Режим нагружения 4;

Динамическая грузоподъемность С = 27,5 КН;

Статическая грузоподъемность С0 = 13,7 КН;

Условие работоспособности подшипника

Ср < С, где Ср - расчетное значение грузоподъемности;

С - паспортное значение;

Ср = р• , где р - эквивалентная нагрузка, действующая на опору А и опору E: PA = PE =(XA•?А•RA YA•F?A)•KS•KT, где ХА - коэффициент радиальной нагрузки для опоры А определим согласно [4, c. 360] по таблице 16.5, равен 1;

?А - коэффициент вращения для подшипника в опоре А равен 1, так как вращается внутренне кольцо;

YA - коэффициент осевой нагрузки для опоры А определим согласно [4, c. 360] по таблице 16.5, равен 0;

КБ - коэффициент безопасности, учитываемый характер нагрузки при умеренном режиме работы равен 1,2;

KT - температурный коэффициент для стали ШХ15 принимаем согласно [4, c. 358] равным 1.

PA = PB =(1•1•9,9441 0•0)•1,2•1 = 11,93 КН, а1 - коэффициент надежности подшипников согласно [4, c.357] равен 1;

а2 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества и условий эксплуатации согласно [4, c.333] равен 1,35;

L - ресурс;

L = (60•n•Lh)/106, где Lh - время работы в часах, ч.;

n - частота вращения промежуточного вала, об/мин;

L = (60•220,31•1187,5)/106 = 15,7 млн.об.

Ср = 11,93• = 27,03 КН;

Условие работоспособности подшипника выполняется, т.е.

Ср < С;

27,03 КН < 27,5 КН.

Приведенные расчеты показали, что при заданном режиме эксплуатации обеспечена работоспособность промежуточного вала по усталостной прочности и по грузоподъемности подшипников качения.

Проверочный расчет шпоночных соединений

Расчет шпонки для входного вала в месте соединения с муфтой dcp=25,9 мм: Условие прочности для призматических шпонок: ?см = (4•Т)/(h•l•d)?[?см], где Т - вращательный момент на входном валу;

Т = 33,36 КН•м;

h - высота шпонки;

h = 5 мм;

[?см] - допускаемое напряжение на смятие, лежит в пределах от 80 до 150 МПА примем 120 МПА;

b - ширина шпонки;

b = 5 мм;

Выразим из формулы (12.1) рабочую длину шпонки: lp = (4•Т)/(h•d•[?см]) = (4•33,36•103)/(5•25,9•100) = 10,3 мм;

Полная длина шпонки: Lп = lp b = 10,3 5 = 15,3 мм;

Принимаем по стандартному ряду равной 18 мм.

Выбираем шпонку 5?5?18 в соответствии с ГОСТ 23360-78.

Расчет шпонки для колеса быстроходной ступени dk=42 мм;

Т = 104,11 КН•м;

h = 8 мм;

b = 12 мм;

lp = (4•Т)/(h•d•[?см]) = (4•104,11•103)/(8•42•100) =12,39 мм;

Полная длина шпонки: Lп = lp b = 12,39 12 = 24,39 мм;

Принимаем по стандартному ряду равной 28 мм.

Выбираем шпонку 12?9?28 в соответствии с ГОСТ 23360-78.

Расчет шпонки для шестерни тихоходной ступени d=50 мм;

Т = 206,13 КН•м;

h = 9 мм;

b = 14 мм;

lp = (4•Т)/(h•d•[?см]) = (4•206,13•103)/(9•50•100) = 18,3 мм;

Полная длина шпонки: Lп = lp b = 18,3 14 = 32,3 мм;

Принимаем по стандартному ряду равной 36 мм.

Выбираем шпонку 14?9?36 в соответствии с ГОСТ 23360-78.

Эскизы стандартных изделий

1. Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75.

Рисунок 3. Эскиз подшипника

Таблица

Обозначение размеры, мм грузоподъемность, КН d D B r Cr Cor

207 35 72 17 2 25,5 13,7

Шпонки призматические ГОСТ 24071-97

Рисунок 4. Эскиз шпонка призматичекая

Таблица

Диаметр вала,d Сечение шпонки Фаска Глубина паза Длина l b h вала t1 Ступицы t2

42 12 8 0,4-0,6 5 3,3 28

50 14 9 0,4-0,6 5,5 3,8 36

Кольцо пружинное упорное плоское наружное концентрическое ГОСТ 3942-80

Рисунок 5. Эскиз кольца

Таблица

Диаметр вала Канавка Кольцо d1 B r s b l Допускаемые осевая сила, КН

35 33 1,9 0,2 1,7 3,9 6 26,7

Описание сборки узла промежуточного вала

На вал устанавливаются шпонки в шпоночные пазы под шестерню и колеса. Затем с правой стороны надевается шестерня после нее упорную втулку. Затем с обоих сторон устанавливается колеса и упорные втулки, далее надеваются подшипники. Устанавливаются кольца стопорные. После завершения сборки промежуточного вала, его устанавливают в корпус редуктора. Затем устанавливаются закладные крышки подшипников.

Смазка

Редуктор смазывается картерным способом, методом окунания и разбрызгивания. В масло можно погружать только тихоходные колеса, так как у них окружная скорость V>1 м/с. Подшипники смазываются разбрызгиванием.

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов.- 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 2003 - 496 с., ил.

2. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов. - 6-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 2000 - 383 с., ил.

3. Задания на курсовой проект: методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Сост.: Прокшин С.С., Сидоренко А.А., Федоров В.А., Минигалеев С.М. - Уфа: УГАТУ, 2006. - 34 с., ил.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие.- 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1990 - 399 с., ил.

5. Подшипники качения: Справочник - каталог / Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. - М.: Машиностроение. 1984. - 280 с., ил.

6. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х томах. Т.1-3. - 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2001.