Оглавление

Задание

Введение

1. Описание назначения и устройства проектируемого привода.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.

4. Расчет первой ступени редуктора.

5. Расчет второй ступени редуктора.

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора.

7. Расчет ременной передачи.

8. Расчет тяговой звездочки.

9. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него.

10. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него.

11. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него.

12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.

13. Смазка.

14. Проверка прочности шпоночных соединений.

15. Расчет зубчатой муфты.

16. Сборка редуктора.

Список использованной литературы.

Приложение: спецификация редуктора.

Задание 8

Проект привода пластинчатого конвейера для транспортировки сырья со склада фабрики в цех.

Спроектировать привод пластинчатого конвейера для транспортировки сырья со склада фабрики в цех, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи, цилиндрического прямозубого редуктора, зубчатой муфты, приводного вала и приводных звездочек.

Техническая характеристика привода:

Окружная сила на звездочках F₄, кН: 40.

Окружная скорость на звездочках V₄, м/с: 0,05.

Число зубьев звездочки z: 8.

Шаг зубьев звездочки t, мм: 80.

Режим работы: легкий.

Введение

Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.

При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

1. Описание назначения и устройства проектируемого привода

Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу пластинчатого конвейера. В состав данного привода входят:

1. Электродвигатель.

2. Клиноременная передача.

3. Цилиндрический прямозубый редуктор.

4. Зубчатая муфта.

5. Приводные звездочки.

Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через клиноременную передачу передается на быстроходный вал редуктора. В качестве электродвигателя широкое применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.

Цилиндрический прямозубый редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент.

Зубчатая муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу пластинчатого конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера.

Приводные звездочки установлены на приводном валу и приводят в движение цепи конвейера.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Расчет ведем по [1].

Потребляемая мощность привода:

Р_вых = F₄ · V₄ = 40 · 10³ · 0,05 = 2 кВт.

Требуемая мощность двигателя:

Р_{э потр} = Р_вых/ η_общ , где:

η_общ = η_{р п} · η_ред · η_м · η_п - общий КПД привода.

η_ред – КПД редуктора.

η_ред = η_цп² · η_п³

По таблице 1.1 из [1]:

η_цп = 0,96…0,98; принимаем η_цп = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

η_п = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

η_м = 0,98 – КПД муфты.

η_{р п} = 0,94…0,96 – ременная передача; принимаем η_{р п} = 0,95.

η_ред = 0,97² · 0,99³ = 0,91

η_общ = 0,95 · 0,91 · 0,98 · 0,99 = 0,84

Р_{э потр} = 2 / 0,84 = 2,38 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя:

n_э = n_вых · U_{р п} · U₁ · U₂ , где:

U_{р п} – передаточное число ременной передачи;

U₁ – передаточное число цилиндрической передачи (1 ступень);

U₂ – передаточное число цилиндрической передачи (2 ступень).

По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:

U_{р п} = 3

U₁ = 4;

U₂ = 3.

n_вых = 60v / (πD_зв) = 60 · 0,05 / (3,14 · 0, 204) = 4,68 об/мин

D_зв = zt_зв / (π · 10³) = 8 · 80 / (3,14 · 10³) = 0,204 м

n_э = 4,68 · 3 · 4 · 3 = 168,5 об/мин

По таблице 24.8 [1] выбираем электродвигатель серии 4А: 112МВ8: Р = 3 кВт; n = 700 об/мин.

Общее передаточное число привода:

U_общ = U_{р п} · U₁ · U₂ = n / n_вых = 700/4,68 = 149,6

Возьмем U_{р п} = 6, тогда:

U_ред = U_общ / U_{р п} = 149,6 / 6 = 24,93

По таблице 1.3 [1]:

U₁ = U_ред / U₂ = 24,93 / 4,39 = 5,68

U₂ = 0,88 = 0,88 = 4,39

Частота вращения валов:

n_дв = n = 700 об/мин;

n₁ = n_дв / U_{р п} = 700 / 6 = 116,7 об/мин;

n₂ = n₁ / U₁ = 116,7 / 5,68 = 20,55 об/мин;

n₃ = n_вых = 4,68 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω₁ = πn₁ / 30 = 3,14 · 116,7 / 30 = 12,2 рад/с;

ω₂ = πn₂ / 30 = 3,14 · 20,55 / 30 = 2,2 рад/с;

ω₃= ω_вых = πn₃ / 30 = 3,14 · 4,68 / 30 = 0,49 рад/с.

Вращающие моменты на валах:

Т_вых = Т₃ = F₄ D_зв / 2 = 40 · 10³ · 0,204 / 2 = 4080 Н·м;

Т₂ = Т₃ / (η_цп · U₂) = 4080 / (0,97 · 4,39) = 958,1 Н·м;

Т₁ = Т₂ / (η_цп · U₁) = 958,1 / (0,97 · 5,68) = 173,9 Н·м.

Мощности на валах:

Р₁ = Р · η_{р п} · η_п = 3 · 0,95 · 0,99 = 2,82 кВт;

Р₂ = Р₁ · η_цп · η_п = 2,82 · 0,97 · 0,99 = 2,71 кВт;

Р₃ = Р₂ · η_цп · η_п = 2,71 · 0,97 · 0,99 = 2,6 кВт;

Р_вых = Р₃ · η_м · η_п = 2,6 · 0,98 · 0,99 = 2,52 кВт.

3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.

Материал колес – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 235…262 НВ₂;

248,5 НВ_СР2; σ_в = 780 МПа; σ_т = 640 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 269…302 НВ₁; 285,5 НВ_СР1; σ_в = 890 МПа; σ_т = 750 МПа; τ = 380 МПа.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:

[σ]_F1 = 1,03HB_CP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]_F2 = 1,03HB_CP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

[σ]_H1max = 2,8 σ_т = 2,8 · 750 = 2100 МПа

[σ]_H2max = 2,8 σ_т = 2,8 · 640 = 1792 МПа

[σ]_F1max = 2,74 HB_CP1 = 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа

[σ]_F2max = 2,74 HB_CP2 = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа

Предел контакта на выносливость:

σ_H01 = 2HB_CP1 + 70 = 285,5 · 2 + 70 = 641 МПа

σ_H02 = 2HB_CP2 + 70 = 248,5 · 2 + 70 = 567 МПа

S_H = 1,2 – коэффициент безопасности [2]

Коэффициент долговечности:

К_НL1 = ; К_НL2 = ;

Базовое число циклов:

N_H01 = 19,9 · 10⁶; N_H02 = 16,6 · 10⁶ [2]

Эквивалентное число циклов:

N_HЕ1 = 60n₁ct_ΣK_HE = 60 · 116,7 · 1 · 6408 · 0,13 = 5,8 · 10⁶

N_HЕ2 = 60n₂ct_ΣK_HE = 60 · 20,55 · 1 · 6408 · 0,13 = 1,03 · 10⁶

c – число зубьев, находящихся в зацеплении за один оборот.

Коэффициент эквивалентного числа циклов:

K_HE = 0,13 – легкий режим работы [3].

Суммарный срок службы передачи:

t_Σ = 356LК_Г24К_С = 356 · 10 · 0,3 · 24 · 0,25 = 6408 ч

L = 10 – срок службы передачи при легком режиме работы [3].

К_Г = 0,3 – коэффициент использования передачи в году [3].

К_С = 0,25 - коэффициент использования передачи в сутки [3].

К_НL1 = = 1,23; К_НL2 = = 1,6

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H1 = = = 657 МПа

[σ]_H2 = = = 756 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]_H = [σ]_H1 = 657 МПа.

4. Расчет первой ступени редуктора

Исходные данные: U₁ = 5,68; Т₂ = 958,1 Н·м; n₂ = 20,55 об/мин.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α₁ = К_α(U₁ + 1) = 495 · (5,68 + 1) = 199,2 мм.

К_α = 495 – для прямозубых передач, [3].

К_Нβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α₁ = 200 мм.

m = (0,01-0,02) α₁ = 2-4 мм, принимаем m = 2 мм.

z₁ = 2α₁ / m(U₁ + 1) = 2 · 200 / 2 · (5,68 + 1) = 30

z₂ = z₁U₁ = 30 · 5,68 = 170

d₁ = m z₁ = 2 · 30 = 60 мм

d_a1 = d₁ + 2m = 60 + 2 · 2 = 64 мм

d_t1 = d₁ – 2,5m = 60 – 2,5 · 2 = 55 мм

d₂ = m z₂ = 2 · 170 = 340 мм

d_a2 = d₂ + 2m = 340 + 2 · 2 = 344 мм

d_t2 = d₂ – 2,5m = 340 – 2,5 · 2 = 335 мм

b₂ = ψ_ва · α₁ = 0,315 · 200 = 63 мм

b₁ = b₂ + 5 = 63 + 5 = 68 мм

Коэффициент формы зуба: у_F1 = 4,07, у_F2 = 3,6 [2].

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t1 = F_t2 = 2Т₁ / d₁ = 2 · 173,9 / 0,06 = 5797 H

радиальное: F_r1 = F_r2 = F_t1 · tgα = 5797 · tg 20° = 2110 H

[σ_F1] / у_F1 = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σ_F2] / у_F2 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

К_F = К_Fβ · K_FV = 1,04 · 1,25 = 1,3

К_Fβ = 1,04 [1], K_FV = 1,25 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F2 = F_t2 · К_F · у_F2 / b₂ · m = 5797 · 1,3 · 3,6 / 63 · 2 = 215 МПа<[σ]_F2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σ_Fmax = σ_F · Т_max / Т_ном = 215 · 2,2 = 473 < [σ_Fmax] = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н = = = 595 МПа < [σ]_Н=657 МПа

К_Н = К_Нα· К_Нβ · К_НV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нα = 1 [2]; К_Нβ = 1 [2]; К_НV = 1,05 [2].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σ_max = σ_Н · = 595 · = 882 МПа < [σ]_Hmax = 1792 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V₁ = = 3,14 · 0,06 · 116,7 / 60 = 0,37 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, [2].

5. Расчет второй ступени редуктора

Исходные данные: U₂ = 4,39; Т₃ = 4080 Н·м; n₃ = 4,68 об/мин.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α₂ = К_α(U₂ + 1) = 495 · (4,39 + 1) = 309 мм.

К_α = 495 – для прямозубых передач, [3].

К_Нβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α₂ = 315 мм.

m = (0,01-0,02) α₂ = 3,15-6,3 мм, принимаем m = 4 мм.

z₁ = 2α₂ / m(U₂ + 1) = 2 · 315 / 4 · (4,39 + 1) = 29

z₂ = z₁U₂ = 29 · 4,39 = 127

d₁ = m z₁ = 4 · 29 = 116 мм

d_a1 = d₁ + 2m = 116 + 2 · 4 = 124 мм

d_t1 = d₁ – 2,5m = 116 – 2,5 · 4 = 106 мм

d₂ = m z₂ = 4 · 127 = 508 мм

d_a2 = d₂ + 2m = 508 + 2 · 4 = 516 мм

d_t2 = d₂ – 2,5m = 508 – 2,5 · 4 = 498 мм

b₂ = ψ_ва · α₂ = 0,315 · 315 = 100 мм

b₁ = b₂ + 5 = 100 + 5 = 105 мм

Коэффициент формы зуба: у_F1 = 4,07, у_F2 = 3,6 [2].

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t1 = F_t2 = 2Т₂ / d₁ = 2 · 958,1 / 0,116 = 16518 H

радиальное: F_r1 = F_r2 = F_t1 · tgα = 16518 · tg 20° = 6012 H

[σ_F1] / у_F1 = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σ_F2] / у_F2 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

К_F = К_Fβ · K_FV = 1,04 · 1,25 = 1,3

К_Fβ = 1,04 [1], K_FV = 1,25 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F2 = F_t2 · К_F · у_F2 / b₂ · m = 16518 · 1,3 · 3,6 / 100 · 4 = 193 МПа<[σ]_F2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σ_Fmax = σ_F · Т_max / Т_ном = 193 · 2,2 = 424 < [σ_Fmax] = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н = = = 580 МПа < [σ]_Н=657 МПа

К_Н = К_Нα· К_Нβ · К_НV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нα = 1 [2]; К_Нβ = 1 [2]; К_НV = 1,05 [2].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σ_max = σ_Н · = 580 · = 860 МПа < [σ]_Hmax = 1792 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V₂ = = 3,14 · 0,116 · 20,55 / 60 = 0,12 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, [2].

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок:

δ = 0,025α₂ + 3 = 0,025 · 315 + 3 = 11 мм

δ₁ = 0,02α₂ + 3 = 0,02 · 315 + 3 = 9 мм

Принимаем: δ = δ₁ = 11 мм

Толщина поясов стыка: b = b₁ = 1,5δ = 1,5 · 11 = 16 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35δ = 2,35 · 11 = 26 мм

Диаметры болтов:

d₁ = 0,03α₂ + 12 = 0,03 · 315 + 12 = 22 мм – М22

d₂ = 0,75d₁ = 0,75 · 22 = 16,5 мм – М16

d₃ = 0,6d₁ = 0,6 · 22 = 13,2 мм – М14

d₄ = 0,5d₁ = 0,5 · 22 = 11 мм – М12

7. Расчет ременной передачи

По номограмме 5.2 принимаем ремень типа Б. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива находим из табл. 5.4. [1]

d_1min = 125 мм

Принимаем: d₁ = 125 мм

Диаметр ведомого шкива:

d₂ = d₁ · U_{р п} (1 – ε), где ε = 0,015 – коэффициент скольжения.

d₂ = 125 · 6 · (1 – 0,015) = 718,8 мм

Принимаем: d₂ = 710 мм из стандартного ряда.

Фактическое передаточное число:

U_Ф = d₂ / d₁(1 – ε) = 710 / (125 · (1 – 0,015)) = 5,9

ΔU = · 100% = 1,7% < 3%

Ориентировочное межосевое расстояние:

α ≥ 0,55(d₁ + d₂) + h(H),

где h(H) = 10,5 из [3]

α ≥ 0,55(125 + 710) + 10,5 = 470 мм

Расчетная длина ремня:

L = 2α + (d₁ + d₂) + (d₂ - d₁)² / 4α =

= 2 · 470 + (125 + 710) + (710 - 125)² / 4 · 470 = 2433 мм

Принимаем: L = 2500 мм.

Уточнение значения межосевого расстояния:

α = (2L - π(d₁ + d₂) + ) =

= (2 · 2500 – 3,14 · 835 + ) = 510,8 мм

Принимаем: α = 500 мм.

Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

α₁ = 180° - 57° = 180° - 57° = 113,3°

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:

[P_n] = [P₀] C_p C_α C_l C_z ,

где [P₀] = 3,82 кВт определяем из табл. 5.5 из условия:

v = π d₁ n₁ / 60 · 10³ = 3,14 · 125 · 700 / 60 · 10³ = 4,58 м/с

Из табл. 5.2: C_p = 1; C_α = 0,86; C_l = 1,04; C_z = 0,98.

[P_n] = 3,82 · 1 · 0,86· 1,04· 0,98 = 3,35 кВт.

Количество клиновых ремней:

Z = P_ном / [P_n] = 3 / 3,35 = 0,89, принимаем: Z =1.

Сила предварительного натяжения:

F₀ = = = 673,3H

Окружная сила:

F_t = P_ном · 10³ / v = 3 · 10³ / 4,58 = 655 H

Силы натяжения:

F₁ = F₀ + F_t / 2z = 673,3 + 655 / 2 · 1 = 1001 H

F₂ = F₀ - F_t / 2z = 673,3 - 655 / 2 · 1 = 345,8 H

Cила давления на вал:

F_оп = 2 F₀ z sin(α₁/2) = 2 · 673,3 · 1 · sin(113,3 / 2) = 1124,9 H

8. Расчет тяговой звездочки

Выберем цепь: М112-1-80-2 ГОСТ 588-81. Шаг цепи: t = 80 мм. Окружная сила на звездочке: F₄ = 40 кН. Скорость тяговой цепи: V₄ = 0,05 м/с. Число зубьев звездочки: Z = 8.

D_Ц = 21 мм – диаметр элемента зацепления.

Геометрическая характеристика зацепления:

λ = t / D_Ц = 80 / 21 = 3,81

Шаг зубьев звездочки:

t_Z = t = 80 мм.

Диаметр делительной окружности:

в шагах: d_t = cosec (180º / z) = cosec (180 / 8) = 2,6131;

в мм: d_д = d_t · t = 2,6131 · 80 = 209 мм.

Диаметр наружной окружности:

D_e = t(K + K_Z – 0,31 / λ) = 80(0,7 + 2,41 – 0,31 / 3,81) = 242 мм

К = 0,7 – коэффициент высоты зуба,

K_Z = ctg (180º / z) = ctg (180º / 8) = 2,41 – коэффициент числа зубьев.

Диаметр окружности впадин:

D_i = d_д – (D_Ц + 0,175) = 209 – (21 + 0,175) = 185,47 мм.

Радиус впадины зубьев:

R = 0,5(D_Ц – 0,05t) = 0,5 · (21 – 0,05 · 80) = 8,5мм.

Половина угла заострения зуба:

γ = 13 - 20º; γ = 16 º

Угол впадины зуба:

β = 2 γ + 360º / z = 2 · 16 + 360º / 8 = 77 º

Ширина зуба звездочки:

b_fmax = 0,9b₃ – 1 = 0,9 · 31 – 1 = 26,9 мм;

b_fmin = 0,87b₃ – 1,7 = 0,87 · 31 – 1,7 = 25,27 мм;

b_f = 26,085 мм.

Ширина вершины зуба:

b = 0,83 b_f = 0,83 · 26,085 = 21,65 мм.

Диаметр венца:

D_C = tK_Z – 1,3h = 80 · 2,41– 1,3 · 40 = 140 мм.

Окружная сила на звездочке: F₄ = 40 кН. Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной: F_r = 1,15F_t = 1,15 · 40 = 46 кН.

9. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d₁ = = = 32,6 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø34 мм, под подшипники – Ø40 мм.

F_t1 = 5797 H, F_r1 = 2110 H, F_оп = 1124,9 H, d = 46,5 мм, e = 65,5 мм, f = 195,5 мм.

Определим реакции опор:

R_СY = F_r1 f / (e+f) = 2110 · 195,5 / 261 = 1580 H

R_DY = F_r1 e / (e+f) = 2110 · 65,5 / 261 = 530 H

R_CX = (F_оп · (d + e + f) + F_t1 · f) / (e+f) =

= (1124,9 · 307,5 + 5797 · 195,5) / 261 = 5668 Н

R_DX = (F_оп · d - F_t1 · e) / (e+f) = (1124,9 · 46,5 - 5797 · 65,5) / 261 = -1253,9Н

Проверка:

ΣХ = 0: F_оп – R_CX + F_t1 + R_DX = 0

1124,9 – 5668 + 5797 – 1253,9 = 0

Суммарные реакции:

R_C = = = 5884 H

R_D = = = 1361 H

Материал вала – сталь 40X, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, [2].

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_сеч / 0,1d₁³ = 272 · 10³ / 0,1 · 60³ = 12,6 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т₁ / 2 · 0,2d₁³ = 173,9 · 10³ / 0,4 · 60³ = 2 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_σД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_τД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 12,6 = 7,5; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 2 = 45,5

S = S_σ S_τ / = 7,5 · 45,5 / = 7,4 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №308, С = 41 кН, С₀ = 22,4 кН, d×D×B = 40×90×23

Q_A = R_С K_δ K_T = 5884 · 1,3 · 1 = 7649 H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃(C / Q_A)^m (10⁶ / 60n₁) = 0,8 · (41 / 7,649)³ · (10⁶ / 60 · 116,7) = 10,8 · 10⁴ ч

10,8 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

10. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:

d₂ = = = 57,6 мм

Принимаем: диаметр под подшипники – Ø60 мм, под колесо – Ø70мм.

F_t2 = 5797 H, F_r2 = 2110 H, k = 69,5 мм, l = 111,5 мм, m = 88 мм.

F_t3 = 16518 H, F_r3 = 6012 H.

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_FX = (F_t2k + F_t3(k+l))/(k+l+m) =(5797·69,5 + 16518·181)/269 = 12612 Н;

R_EX = (F_t3m + F_t2(m+l))/(k+l+m) =(16518·88 + 5797·199,5)/269 = 9702 Н;

Проверка: R_FX + R_EX - F_t2 – F_t3 = 12612 + 9702 - 5797 – 16518 = 0.

в плоскости yz:

R_FY = (F_r2k + F_r3(k+l))/(k+l+m) =(2110·69,5 + 6012·181)/269 = 4590 Н;

R_EY = (F_r3m + F_r2(m+l))/(k+l+m) =(6012·88 + 2110·199,5)/269 = 3532 Н;

Проверка: R_FY + R_EY – F_r2 – F_r3 = 4590 + 2532 – 2110 - 6012 = 0.

Суммарные реакции:

R_F = = = 13421 H;

R_E = = = 10325 H;

Опасное сечение – место под колесо второй цилиндрической передачи.

Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = R_EX(k+l) – F_t2l = 9702 · 0,181 – 5797 · 0,1115 = 1110 Н·м;

М_х = R_EY(k+l) – F_r2l= 3532 · 0,181 – 2110 · 0,1115 = 404 Н·м;

М_сеч = = = 1181 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_сеч / 0,1d³ = 1181 · 10³ / 0,1 · 116³ = 7,6 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т₂ / 2 · 0,2d³ = 958,1 · 10³ / 0,4 · 116³ = 1,5 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_σД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_τД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 7,6 = 12,5; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 1,5 = 60,6

S = S_σ S_τ / = 12,5 · 60,6 / =12,2 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №312, С = 81,9 кН, С₀ = 48 кН, d×D×B = 60×130×31

Q_A = R_F K_δ K_T = 13421 · 1,3 · 1 = 17447H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃(C / Q_A)^m (10⁶ / 60n₂) = 0,8 · (81,9 / 17,447)³ · (10⁶ / 60 · 20,55) = 6,7 · 10⁴ ч

6,7 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

10. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d₃ = = = 83,4 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø90 мм, под подшипники – Ø100 мм, под колесо - Ø110 мм.

Усилие от муфты:

F_M = 250 = 250 = 15968 H

F_t4 = 16518 H, F_r4 = 6012 H, a = 96 мм, b = 189 мм, с = 83,5 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Ax(a + b) – F_t4b = 0; R_Ax = F_t4b / (a + b) = 16518 · 189 / 285 = 10954 H

R_Bx = F_t4 - R_Ax = 16518 – 10954 = 5564 H

M_x = R_Bxb = 5564 · 0,189 = 1052 H · м

R_Ay = F_r4b / (a + b) = 6012 · 189 / 285 = 3987 H

R_By = F_r4 - R_Ay = 6012 – 3987 = 2025 H

M_y = R_Byb = 2025 · 0,189 = 383 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_M(a + b + c) – R_AFм(a + b) = 0;

R_AFм = F_M(a + b + c) / (a + b) = 15968 · 368,5 / 285 = 20646 H

R_BFм = R_AFм - F_M = 20646 – 15968 = 4678 H

R_A = = = 11657 H

R_B = = = 5921 H

Для расчета подшипников:

R_A' = R_A + R_AFм = 11657 + 20646 = 32303 H

R_B' = R_B + R_BFм = 5921 + 4678 = 10599 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_AFм / 0,1d₃³ = 1333 · 10³ / 0,1 · 100³ = 13,3 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т₃ / 2 · 0,2d₃³ = 4080 · 10³ / 0,4 · 100³ = 10,2 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_σД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_τД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 13,3 = 7,1; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 10,2 = 8,9

S = S_σ S_τ / = 7,1 · 8,9 / = 5,5 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №320, С = 174 кН, С₀ = 132 кН, d×D×B = 100×215×47

Q_A = R_A' K_δ K_T = 32303 · 1,3 · 1 = 41994 H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃(C / Q_A)^m (10⁶ / 60n₄) = 0,8 · (174 / 41,994)³ · (10⁶ / 60 · 4,68) = 20,2 · 10⁴ ч

20,2 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d_пр = = = 83,4 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø90 мм, под подшипники – Ø100 мм, под тяговую звездочку – Ø110 мм.

Усилие от муфты: F_M = 250 = 250 = 15968 H

F_t = F₄ = 40000 H, F_r = 46000 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Lx(s + t) – F_ts = 0; R_Lx = F_ts / (s + t) = 40000 · 0,2 / 0,4 = 20000 H

R_Kx = F_t – R_Lx = 40000 – 20000 = 20000 H

M_y = R_Kxs = 20000 · 0,2 = 4000 H · м

R_Ly = F_rs / (s + t) = 46000 · 0,2 / 0,4 = 23000 H

R_Ky = F_r – R_Ly = 46000 – 23000 = 23000 H

M_x = R_Kys = 23000 · 0,2 = 4600 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_M(s + t + p) – R_LFм(s + t) = 0;

R_LFм = F_M(s + t + p) / (s + t) = 15968 · 0,5 / 0,4 = 19960 H

R_KFм = R_LFм - F_M = 19960 – 15968 = 3992 H

R_L = = = 30480 H

R_K = = = 30480 H

Для расчета подшипников:

R_L' = R_L + R_LFм = 30480 + 19960 = 50440 H

R_K' = R_K + R_KFм = 30480 + 3992 = 34472 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_LFм / 0,1d₄³ = 1597 · 10³ / 0,1 · 100³ = 16 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т_вых / 2 · 0,2d₄³ = 4080 · 10³ / 0,4 · 100³ = 10,2 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_σД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_τД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 16 = 5,9; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 10,2 = 8,9

S = S_σ S_τ / = 5,9 · 8,9 / = 4,9 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №320, С = 174 кН, С₀ = 132 кН, d×D×B = 100×215×47

Q_A = R_A' K_δ K_T = 50440 · 1,3 · 1 = 65572 H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃(C / Q_A)^m (10⁶ / 60n₄) = 0,8 · (174 / 65,572)³ · (10⁶ / 60 · 4,68) = 2,7 · 10⁴ ч

2,7 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

13. Смазка

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по [2]:

V₁ = 0,37 м/с – V_40° = 33 мм²/с

V₂ = 0,12 м/с – V_40° = 35 мм²/с

V_40°ср = 34 мм²/с

По [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V_40°C = 29-35 мм²/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

14. Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

σ_см = 2М / d(l – b)(h – t₁) < [σ]_см = 120 МПа

Быстроходный вал Ø34 мм, шпонка 10 × 8 × 40, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 173,9 · 10³ / 34 · (40 – 10)(8 – 5) = 113 МПа < [σ]_см

Промежуточный вал Ø70 мм, шпонка 20 × 12 × 100, t₁ = 7,5 мм.

σ_см = 2 · 958,1 · 10³ / 70 · (100 – 20)(12 – 7,5) = 76 МПа < [σ]_см

Тихоходный вал Ø90 мм, шпонка 24 × 14 × 100, t₁ = 9 мм.

σ_см = 2 · 4080 · 10³ / 90 · (100 – 24)(14 – 9) = 118,3 МПа < [σ]_см

Тихоходный вал Ø110 мм, шпонка 28 × 16 × 100, t₁ = 10 мм.

σ_см = 2 · 4080 · 10³ / 110 · (100 – 28)(16 – 10) = 106 МПа < [σ]_см

Приводной вал Ø90 мм, шпонка 24 × 14 × 100, t₁ = 9 мм.

σ_см = 2 · 4080 · 10³ / 90 · (100 – 24)(14 – 9) = 118,3 МПа < [σ]_см

Приводной вал Ø110 мм, шпонка 28 × 16 × 100, t₁ = 10 мм.

σ_см = 2 · 4080 · 10³ / 110 · (100 – 28)(16 – 10) = 106 МПа < [σ]_см

15. Расчет зубчатой муфты

В приводе будем использовать зубчатую муфту. Выбор муфты производится в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента по критерию:

Т_расч = k · Т_дл. ≤ Т_табл.

Принимаем k = 1, тогда:

Т_расч = Т₃ = 4080 Н·м

Диаметр муфты:

d_М ≥ 10 = 10 = 122 мм

q_M = 0,2 – 0,25

k_М = 4 – 6 – при твердости 40-50 HRC

Выбираем зубчатую муфту d_М = 125 мм, Т = 50000 Н · м, m_м = 4 мм, z_м = 56,

b_м = 35 мм [4].

16. Сборка редуктора

Детали перед сборкой промыть и очистить.

Сначала собираем валы редуктора. Ставим колеса, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.

Далее устанавливаем валы в корпус редуктора.

Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.

После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.

Список использованной литературы

1. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1984 г.

2. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.

3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин,

Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.