Определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа: разрывного усилия, диаметра троса и барабана, общего передаточного отношения редуктора и разбивка его по ступеням. Расчет первой и второй ступени редуктора, его валов. Выбор подшипников.
Аннотация к работе
Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса: Определяем допускаемые напряжения: а) контактные: б) изгибные: в) предельные: Определение коэффициентов расчетной нагрузки: Начальный (делительный) диаметр шестерни: Модуль зацепления: по ГОСТ 9563-60 принимаем модуль m=2 (мм), тогда Проверочный расчет 73,776<84,485 проверяем зуб шестерни: Проверка передачи на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки: Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса. Определение диаметра вала (и отверстия под вал) в колесе: Подбор шпонки: по ГОСТ8788-68 принимаем шпонку призматическую с размерами b h=16 9,5 Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса: Определяем допускаемые напряжения: а) контактные: б) изгибные: в) предельные: Определение коэффициентов расчетной нагрузки: Начальный (делительный) диаметр шестерни: Модуль зацепления: по ГОСТ 9563-60 принимаем модуль m=3 (мм), тогда Проверочный расчет Определение диаметра вала (и отверстия под вал) в колесе: Подбор шпонки: по ГОСТ8788-68 принимаем шпонку призматическую с размерами b h=16 9,5В процессе выполнения курсового проекта (расчета двухступенчатого редуктора) я получил следующие технологические данные характеризующие данный механизм.
Введение
Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащий для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов.
Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования.
В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.
Коническо-цилиндрические двухступенчатые редукторы развернутой схемы применяются обычно в интервале передаточных чисел 8..40. Простота конструкции обусловила их широкое применение в промышленности. Несимметрическое расположение колес относительно опор вызывает концентрацию нагрузки по длине зуба, поэтому такие редукторы требуют жестоких валов.
Заданием курсового проекта является расчет и проектирование основных узлов редуктора. Расчет на прочность и выносливость шестерни и зубчатых колес. Подбор и расчет основных узлов валов и подбор подшипников. Проектирование узла редуктора с двигателем и барабаном в сборе.
Заданием курсового проекта является расчет и проектирование привода механизма тяговой лебедки для перемещения КЛА на стартовой площадке.
1. Определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа.
S=6100H;
V=0,6 м/с;
T=18000 час;
n=6.
Рис. 1.1. Схема привода
1- электродвигатель;
2- муфта упругая втулочно-кольцевая (МУВП);
3- 2-х ступенчатый редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами;
4- зубчатая муфта;
5- узел барабана тяговой лебедки;
1.1 Определение разрывного усилия и выбор диаметра троса
, где n=6 и ;
Согласно [2] по таблице выбираем стальной канат по ГОСТ 3067-74
DK=6,2 мм, соответствующий
Fразр=36000 кгс.
1.2 Определение диаметра барабана редуктор подшипник вал передаточный
Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса: Определяем допускаемые напряжения: а) контактные:
б) изгибные:
в) предельные:
Определение коэффициентов расчетной нагрузки:
Начальный (делительный) диаметр шестерни:
Модуль зацепления:
по ГОСТ 9563-60 принимаем модуль m=3 (мм), тогда
Проверочный расчет
Проверка передачи на контактную выносливость:
получили недогрузку порядка 5,5%, что допустимо.
Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость:
т.к. 74,2<84,971 проверяем зуб шестерни:
Проверка передачи на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки:
Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса.
Определение диаметра вала (и отверстия под вал) в колесе:
Подбор шпонки: по ГОСТ8788-68 принимаем шпонку призматическую с размерами b h=16 9,5
(МПА)
(мм) принимаем lшп=30 (мм)
4. Проверочный расчет валов и подбор подшипников
Рабочий эскиз 2-х ступенчатого конически-цилиндрического редуктора:
Принимаем для валов материал 40Х с d>5 мм.
; ;
4.1 Расчет реакций в опорах редуктора
Расчетная схема 1-го вала.
Определим значения: Ft и Fr для 1-го вала.
Ft1=2*T1/DW1=2*33045/50=1322H.
Fr1=Ft1*tga=1322*0.364=480H.
Нагрузка в горизонтальной плоскости.
Fax=Ft1*b/a b=1322*100/20 100=6710Н.
Fбx=Ft1*a/a b=1322*20/20 100=1422Н.
Мих=Ft1*b*a/a b=1322*100*20/20 100=13230H.
Нагрузка в вертикальной плоскости.
Fay=Fr1*b/a b=480*100/20 100=2500Н.
Fбy=Fr1*a/a b=480*20/20 100=580Н.
Миу=Fr1*b*a/a b=480*100*20/20 100=48100H.
Ми=(Миу2 Мих2)1/2=55070H.
Мпр=(Ми2 (а*T)2)1|2=109020Нмм a=2.84;
Fa=(Fax2 Fay2)1/2=1001H.
Fб=(Fбх2 Fбy2)1/2=409H
Расчетная схема 2-го вала
Fax=Ft3*a-Ft2*(a b)/l=3489*50-1322*100/195=303H.
Ft2=-Ft1;
Ft2=2*T2/dw2=1322H.
Fr2=Fr1;
Нагрузка в горизонтальной плоскости
Ft3=2*T2/dw3=3489H.
Fr3=Ft3*tgaw=3489*0.364=1270H.
Fбх=Ft2*c-Ft3*(c b)/l=1322*20-3489*70/195=-1864H.
Fay=Fr2*(b a) Fr3*a/l=468*70 1270*50/195=780H.
Fбy=Fr3*(c b) Fr2*c/l;
Fr2=Ft2*tga=1287*0.364=468H.
Ft2=2*T2/dw2=1287H.
Нагрузка в вертикальной плоскости
T2=9550*P/n2* =9550*5/401*0.98*0.99=115.82Hmm.
T3=T2*U2* *=115820*60/20*0.98*0.99=337105Hmm.
Fr3=Ft3*tga=3405*0.364=1240H.
Ft3=2*T3/dw3=3405H.
Fбу=Fr3*(c b) Fr2*c/l=1240*125 468*55/195=927H.
Определение суммарных реакций в опорах 2-го вала.
FA=(FAX2 FAY2)1/2=835Н.
FБ=(FБX2 FБY2)1/2=2083Н.
Расчетная схема 3-го вала
Fay=Fr3*b/l b=1240*70/71=827Н.
Fбy=Fr3*a/l b=1240*50/71=413Н.
Fax=Ft3*b/l b=3405*70/71=2270Н.
Fбx=Ft3*a/l b=3405*50/71=1135Н.
FA=(FAX2 FAY2)1/2=2430H.
FБ=(FБX2 FБY2)1/2=1210H.
Нагрузка в горизонтальной плоскости
Нагрузка в вертикальной плоскости
4.2 Выбор подшипников по динамической грузоподьемности
При частоте вращения n>=1 об/мин подшипники выбирают по динамической грузоподъемности. Выбор подшипников по динамической грузоподъемности состоит в проверке его расчетной долговечности при заданных условиях работы.
Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов: ;
Здесь С - каталожная динамическая грузоподъемность данного типа размера подшипника в Н.
Р - эквивалентная расчетная нагрузка на подшипнике в Н;
р - степенной показатель, для шарикоподшипников=3;
Номинальная долговечность подшипника (r) Lh связана с долговечностью L зависимостью: Lh=106*L/60*n.
Для радиально-упорных роликоподшипников: Р=(X*V*Fr Y*Fa)*K *Kt.
Fr - радиальная нагрузка на подшипнике Н;
Fa - осевая нагрузка на подшипнике Н;
X - коэффициент безопасности;
V=1 - коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника;
Находим каталожную статическую С0 и динамическую С грузоподъемности для подшипника диаметров 3 серии ширин 0 (средней серии).
Для подшипников 304 - С0=7940Н;
C=12500H. табличные данные.
Расчетное значение С=5684Н; При конструировании устроил бы подшипник легкой серии(204); C=10000H;
Ввиду того, что нагрузка на 2-ю опору 1-го вала в 2.5 раза меньше, расчет подшипника не ведем, принимая тот же подшипник, что и в 1-ой опоре - (304).
4.4 Расчет подшипников для опоры 2-го вала редуктора
FA=835H;
FБ=2083H;
n2=300 об/мин;
Определение эквивалентной расчетной на подшипнике: P=(X*V*Fr Y*Fa)*Ko*KT;
Fa=0; X=0.56; V=1 (при вращении внутреннего кольца);
Fr=2083H; Ko=1.2 (легкие толчки) KT=1.05 (для 1250С);
P=X*V*Fr*Ko*KT=0.56*1*2083*1.2*1.05=1470H;
Lh=106*L/60*n; L=60*Lh*n/106=60*6000*400/106=144;
=1470*5,24=7700H где р=3;
Для подшипников 306 - С=22000Н табличные данные.
Расчетное значение С=7700Н - в 3 раза меньше, устанавливаются в опорах 2-го вала подшипники особо легкой серии(106) у которых С=10400Н ГОСТ 8338-75.
4.5 Расчет подшипников для опоры 3-го вала редуктора
FA=2430H;
FБ=1210Н;
n3=100 об/мин;
Для n=100 при Lh=6300; C/P=3.91; C=3.91*P;
Определение эквивалентной расчетной на подшипнике: FA=Fr=0; X=0.56; V=1 (при вращении внутреннего кольца);
Ko=1.2 (легкие толчки) КТ=1,05 (для 1250С);
P=X*V*Fr*Ko*KT=0.56*1*2430*1.2*1.05=1714H;
C=3.91*1714=6702H;
Для подшипников 309 - С=37800Н табличные данные.
Расчетное значение С=6702Н в 5 раз меньше, устанавливаю в опорах 3-го вала подшипники особой серии диаметров 1 узкой серии ширины 7.7000109 у которых
С=10500Н.
5. Выбор крышек под подшипники в опорах редуктора
Для первого вала Dkp=50; d=25 мм; (подш. №7305)
С=d - диаметр винта (болта);
Принимаем диаметр болта крепления крышки: d=6 мм;
Для второго вала Dkp=60; d=30 мм; (подш. №7307)
Для третьего вала Dkp=85; d=45 мм; (подш. №7309)
Вывод
В процессе выполнения курсового проекта (расчета двухступенчатого редуктора) я получил следующие технологические данные характеризующие данный механизм.
Список литературы
1. «Расчет и проектирование зубчатых передач», Харьков: ХАИ 1978 г.
2. Анурьев В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х т.» - М.: Машиностроение, 1980 г.
3. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. «Расчет и проектирование деталей машин» - Харьков: Основа, 1991 г.