Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

1. Кинематический расчет привода

1. Выбор электродвигателя.

Потребляемая мощность привода, кВт:

РВ = Ft ·н / 103 =

Тогда требуемая мощность электродвигателя, кВт:

Рэ тр =

где зобщ — общий КПД привода.

зобщ = зм · зоп8 = 0,98 · 0,998 = 0,90

Частота вращения приводного вала, мин-1:

nв = =

Требуемая частота вращения электродвигателя, мин-1:

nэ тр = nв · uт · uб = 1000

По справочной таблице выбираем двигатель:

АИР 100L6 ТУ 16−525. 564−84 с Р=2,2 кВт при n = 945 мин-1

Уточнение передаточных чисел привода:

uобщ = =

Передаточное число редуктора uред =.

Передаточное число тихоходной ступени

uт = 0,9 =

Передаточное число быстроходной ступени

uб = =

Определение вращающих моментов на валах привода.

После определения передаточных чисел ступеней редуктора вычисляем частоты и вращающие моменты на валах передач.

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени

n = nв = 64мин-1

Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени) n (n) = n · uт = 64· 3,5 = 224 мин-1

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени

n = n2б · uб = 224 · 4,2 = 945 мин-1

Вращающий момент на приводном валу

Тв =

Момент на валу колеса тихоходной ступени

Т =

Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени (колеса быстроходной)

Т) =

Момент на валу шестерни быстроходной ступени

Т =

2. Расчет зубчатых передач

2.1 Выбор материалов колес и допускаемых напряжений

Выбор твердости, термической обработки и материала колес

Колеса

Шестерни

Твердость

269−302 НВ

48−53 HRC

Термообработка

улучшение

улучшение + закалка ТВЧ

Материал

сталь 40ХН

сталь 40ХН

Допускаемые контактные напряжения [у]н1 для шестерни и [у]н2 для колеса определяем по общей зависимости, учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости:

[у]н =

Предел контактной выносливости вычисляем по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости на поверхности зубьев.

Для шестерни: = 17 HRCcp + 200 = 17 · 50,5 + 200 = 1058,5 МПа

Для колеса: = 2 HBcp + 70 = 2 · 285,5 + 70 = 641 МПа

Коэффициент запаса прочности:

для шестерен: S = 1,2

для колес: S = 1,1

Коэффициент долговечности zN учитывает влияние ресурса.

zN = при условии 1? zN? zNmax

Число NHG циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

NHG = 30 · HBcp2,4? 12·107

Для шестерен: N1HG = 30 · 487,52,4 = 8,5·107 < 12·107

Для колес: N2HG = 30 · 285,52,4 = 2,3·107 < 12·107

Ресурс передачи: Nk = 60 · n · n3 Lh

Суммарное время работы передачи

Lh = L · 365 · Kгод · 24 · Ксут = 5·365·0,33·24·0,29=4192 ч

Так как режим нагружения переменный и задан циклограммой, то при определении коэффициента долговечности zN вместо назначенного ресурса Nk подставляем эквивалентное число циклов NHE:

NHE = мH · Nk, где мН=

Колесо тихоходной ступени

Nk = 60 · n · Ln = 60 · 64 · 4192 = 1,7·107

NHE = (1,43·0,003 + 13·0,3 + 0,53·0,7) · 1,7·107 = 1,2·107

zN2=.

Шестерня быстроходной ступени

Nk = 60 · 945· 4192 = 2,4·108

NHE = (1,43·0,003 + 13·0,3 + 0,53·0,7) · 2,4·108 =1,6·108

zN1= 1, т. к. Nk > N1HG

Коэффициент влияния шероховатости: zR = 0,95

Коэффициент влияния окружной скорости: zн = 1,12

Допускаемые контактные напряжения.

Тихоходная ступень

шестерня:

= МПа

колесо:

= МПа

Быстроходная ступень

шестерня:

= = 938,3 МПа

колесо:

= = 620 МПа

В качестве допускаемых контактных напряжений принимаем [у]н = 620 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба

Для зубьев шестерни [у]F1 и колеса [у]F2 определяем по общей зависимости, учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса) шероховатости поверхности выкрутки и реверса.

[у]F =

Предел выносливости [у]Flim при отнулевом цикле напряжений вычисляем по эмпирическим формулам.

Для шестерни: [у]1Flim = 700 МПа

Для колеса: [у]2Flim = 500 МПа

Коэффициент запаса прочности: SF = 1,7

Коэффициент долговечности YN учитывает влияние ресурса:

q=, при условии 1? YN? YNmax,

где YNmax = 4 и q = 6 — для колес; YNmax = 2,5 и q = 9 — для шестерен.

Число циклов, соответствующие перелому кривой усталости, NFG = 4·106

Назначенный ресурс Nk вычисляется также, как и при расчетах по контактным напряжениям.

Так как режим нагружения является переменным и задан циклограммой, то при определении коэффициента долговечности YN вместо Nk подставляем эквивалентное число циклов NFE:

NFE = мF · Nk, где мF =

Колесо тихоходной ступени

Nk = 1,7·107

YN = 1, т. к. Nk > NFG

Шестерня тихоходной ступени

YN = 1, т. к. Nk > NFG (Nk = 1,1·108)

Колесо быстроходной ступени

Nk = 1,1·108

YN = 1, т. к. Nk > NFG

Шестерня быстроходной ступени

Nk = 2,4·108

YN = 1, т. к. Nk > NFG

Коэффициент влияния шероховатости: YR = 1,2

Коэффициент влияния двустороннего приложения нагрузки: YA = 1

Допускаемые напряжения изгиба.

В зубьях шестерни:

= = 542 МПа

колесо:

= = 387 МПа

2.2 Расчет тихоходной цилиндрической передачи

Сначала произведем расчет самой нагруженной ступени (тихоходной).

1. Межосевое расстояние.

Предварительное значение межосевого расстояния аw', мм:

аw'=,

где Т1 — вращающий момент на шестерне, Нм, u — передаточное число.

Коэффициент К в зависимости от поверхностной твердости Н1 и Н2 зубьев шестерни и колеса. К=8

аw'=

Окружная скорость н, м/с, вычисляется по формуле:

н =

Степень точности зубчатой передачи: 9.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:

,

где Ка = 450; шba = 0, — коэффициент ширины принимаем из ряда стандартных в зависимости от положения колес относительно опор.

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

Кн = Кнн · Кнв · Кнб

Коэффициент Кнн = 1 — учитывает внутреннюю динамику нагружения.

Коэффициент Кнв — учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления и упругими деформациями валов, подшипников. Зубья зубчатых колес могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становится более равномерным. Поэтому рассматриваем коэффициенты неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы Кнв0 и после приработки Кнв.

Значение Кнв0 принимается в зависимости от коэффициента шbd = b2/d1. Ориентировочное значение шbd:

шbd = 0,5 ш (u+1) = 0,5 · 0,4 · (3,5+1) = 0,86

Тогда Кнв0 = 1,060.

Коэффициент Кнв определяем по формуле:

Кнв = 1+(Кнв0 — 1) Кнw = 1 + (1,06 — 1) · 0,3 = 1,018,

где Кнw — коэффициент, учитывающий приработку зубьев, Кнw = 0,3.

Коэффициент Кнб определяем по формуле:

Кнб = 1 + (Кнб0 — 1) Кнw = 1 + (1,24 — 1) · 0,3 = 1,07,

где Кнб0 = 1+0,06(nст — 5) = 1 + 0,06(9−5) = 1,24.

Тогда Кн = 1 · 1,018 · 1,07 = 1,09.

Межосевое расстояние:

аw =

Вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего значения, кратного пяти: аw = 75 мм.

2. Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр: d2 =

Ширина: b2 = шba · аw = 0,4 · 75 = 30 мм.

3. Модуль передачи.

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяем из условия неподрезания зубьев у основания:

mmax ?мм.

Минимальное значение модуля mmin, мм, определяем из условия прочности:

mmin = ,

где Km = 3,4·103. Вместо [у]F подставляем меньше из значений [у]F2 и [у]F1, [у]F = 387 МПа.

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

KF = К · К · К.

Коэффициент К= 1,08 учитывает внутреннюю динамику нагружения.

К — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

К = 0,18 + 0,82· Кнв0 = 0,18 + 0,82 · 1,06 = 1,05

К = Кнб0 = 1,24 — коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

KF = 1,08 · 1,05 · 1,24 = 1,41

Тогда mmin =.

Получим, что модуль передачи должен находиться в диапазоне m[0,6; 2,0]. Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем меньшее значение m, согласуя его со стандартным: m = 2 мм.

4. Суммарное число зубьев и угол наклона.

Суммарное число зубьев

zs=.

Полученное значение zs округляем в меньшую сторону до целого числа zs=63.

5. Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

z1 =

Значение z1 округляем в ближайшую сторону до целого числа z1 =17.

Число зубьев колеса z2 = zs — z1 = 75 — 17 = 58.

6. Фактическое передаточное число.

uф =

7. Диаметры колес.

Делительные диаметры

шестерни: d1 = z1 · m = 2 · 17 = 34 мм

колеса: d2 = 2aw — d1 = 2 · 75 — 34 = 116 мм.

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления

da1 = d1 +2(1+x1-y)m=d1+2m = 34 + 2 · 2 = 38 мм

da2 = d2 +2(1+x2-y)m=d2+2m = 116 + 2 · 2 = 120 мм

df1 = d1 — 2(1,25-x1)m=d1−2,5m = 34 — 2,5 · 2 = 29 мм

da2 = d2 — 2(1,25-x2)m=d2-2,5m = 116 — 2,5 · 2 = 119 мм

8. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное значение контактного напряжения

ун= МПа< [у]н=620МПа

9. Силы в зацеплении.

Окружная Ft =

Радиальная Fr = Ft · tg б = 1318 · tg20 =480 Н

10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса уF2 = МПа

уF2 < [у]F2 = 387 МПа

в зубьях шестерни уF1 = МПа < [у]F1 = 542 МПа

11. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Тпик. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Кпер = Тпик / Т.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение уHmax не должно превышать допускаемое напряжение [у]Hmax:

уHmax = уH =620·=759 МПа < [у]Hmax = 1764 МПа

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение уFmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [у]Fmax

уFmax = уF · Кпер? [у]Fmax,

где уF — напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.

Проверку выполняем для зубьев шестерни и колеса в отдельности.

Допускаемое напряжение вычисляем в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:

[у]Fmax =,

где уFlim — предел выносливости при изгибе; YNmax — максимально возможное значение коэффициента долговечности (YNmax=4-для колес; YNmax = 2,5 — для шестерен); Kst — коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки (Kst = 1); Sst — коэффициент запаса прочности (Sst = 1,75).

Для шестерни

[у]Fmax = =1200 МПа, уFmax = 353 · 1,5 = 530 МПа < [у]Fmax

Для колеса

[у]Fmax = =1486 МПа, уFmax = 372 · 1,5 = 558 МПа < [у]Fmax

3. Расчет быстроходной цилиндрической ступени

1. Межосевое расстояние

аw = 75 мм, т. к. редуктор является соосным.

2. Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр: d2 =

Ширина: b2 = шba·aw = 0,25·75 = 19 мм

3. Модуль передачи.

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяем из условия неподрезания зубьев у основания:

mmax ?

Минимальное значение модуля mmin, мм, определяем из условия прочности:

mmin = ,

где Km = 3,4·103. Вместо [у]F подставляем меньше из значений [у]F2 и [у]F1, [у]F = 387 МПа.

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

KF = К · К · К.

Коэффициент К= 1,08 учитывает внутреннюю динамику нагружения.

К — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

К = 0,18 + 0,82· Кнв0 = 0,18 + 0,82 · 1,06 = 1,05

К = Кнб0 = 1,24 — коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

KF = 1,08 · 1,05 · 1,24 = 1,41

Тогда mmin =

Получим, что модуль передачи должен находиться в диапазоне m[0,81; 1,7]. Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем меньшее значение m, согласуя его со стандартным: m = 1,5 мм.

4. Суммарное число зубьев и угол наклона.

Суммарное число зубьев

zs=.

Полученное значение zs округляем в меньшую сторону до целого числа zs=100.

5. Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

z1 =

Значение z1 округляем в ближайшую сторону до целого числа z1 =19.

Число зубьев колеса z2 = zs — z1 = 100 — 19 = 81.

6. Фактическое передаточное число.

uф =.

7. Диаметры колес.

Делительные диаметры

шестерни: d1 = z1 · m = 1,5 · 19 = 28,5 мм

колеса: d2 = 2aw — d1 = 2 · 75 — 28,5 = 121,5 мм.

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления

da1 = d1 +2(1+x1-y)m = d1 + 2 m = 28,5 + 2 · 1,5 = 31,5 мм

da2 = d2 +2(1+x2-y)m = d2+ 2 m = 121,5 + 2 · 1,5 = 124,5 мм

df1 = d1 — 2(1,25-x1)m = d1 — 2,5 m = 28,5 — 2,5·1,5 = 24,75 мм

da2 = d2 — 2(1,25-x2)m = d2 — 2,5 m = 121,5 — 2,5·1,5 = 117,75 мм

8. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное значение контактного напряжения

ун= МПа < [у]н=620МПа

9. Силы в зацеплении.

Окружная Ft = Н

Радиальная Fr = Ft · tg б = 1158·tg20 = 421 Н.

10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса уF2 = МПа

уF2 < [у]F2 = 387 МПа

в зубьях шестерни уF1 = МПа < [у]F1 = 542 МПа.

11. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Тпик. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Кпер = Тпик / Т.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение уHmax не должно превышать допускаемое напряжение [у]Hmax:

уHmax = уH =620 ·=759 МПа < [у]Hmax = 1764 МПа

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение уFmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [у]Fmax

уFmax = уF · Кпер? [у]Fmax,

где уF — напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.

Проверку выполняем для зубьев шестерни и колеса в отдельности.

Допускаемое напряжение вычисляем в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:

[у]Fmax =,

где уFlim — предел выносливости при изгибе; YNmax — максимально возможное значение коэффициента долговечности (YNmax=4-для колес; YNmax = 2,5 — для шестерен); Kst — коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки (Kst = 1); Sst — коэффициент запаса прочности (Sst = 1,75).

Для колеса

[у]Fmax = =1486 МПа, уFmax = 173 · 1,5 = 260 МПа < [у]Fmax

Для шестерни

[у]Fmax = =1200 МПа, уFmax = 182 · 1,5 = 273 МПа < [у]Fmax

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал.

Диаметр входного конца вала принимаем dВ = 15 мм.

Диаметр вала под уплотнительной манжетой:

dМ = dВБ + (2…5) = 15 + 2 = 17 мм.

Диаметр посадочных мест под подшипники: dn = = 17 мм.

Промежуточный вал.

Диаметр вала под колесом быстроходной ступени:

dВП = мм.

Принимаем dВП = 20 мм.

Диаметр посадочных мест под подшипники: dn = dВП = 20 мм.

Тихоходный вал.

Диаметр выходного конца вала:

dВ = =

Принимаем dВ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнительной манжетой:

dМ = 40 мм.

Диаметр вала под подшипниками и под колесом тихоходной ступени:

dn = dк = dМ = 40 мм.

Конструктивные размеры шестерен и колес

Быстроходная ступень.

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры: d1 = 28,5 мм, dа1 = 31,5 мм, df1 = 24,75 мм; ширина шестерни: b1 = b2 + (2…4) = 19 + 2 = 21 мм.

Колесо кованое: d2 = 121,5 мм, dа2 = 124,5 мм, df2 = 117,75 мм; ширина: b2 = 19 мм.

Диаметр ступицы: dст = 1,6 dВП = 1,6 · 20 = 32 мм.

Длина ступицы: lст = (1,2…1,5) dВП = (1,2…1,5) · 20 = (24…30) мм.

Принимаем lст = 30 мм.

Толщина обода: д0 = (2,5?4) m = (2,5?4) 1 = (2,5?4) мм.

Принимаем д0 = 4 мм.

Толщина диска: С = 0,3 b2 = 0,3 · 30 = 10 мм.

Принимаем С = 10 мм.

Тихоходная ступень.

Шестерню выполняем за одно целое с промежуточным валом, ее размеры: d1 = 34 мм, dа1 = 38 мм, df1 = 29 мм; ширина шестерни: b1 = b2 + (2…4) = 30 + (2…4) = 32 мм.

Колесо кованое: d2 = 116 мм, dа2 = 120 мм, df2 = 111 мм; ширина: b2 = 48 мм.

Диаметр ступицы: dст = 1,6 dк = 1,6 · 40 = 59 мм.

Длина ступицы: lст = (1,2…1,5) dк = (1,2…1,5) · 40 = (44…56) мм.

Принимаем lст = 55 мм.

Толщина обода: д0 = (2,5?4) m = (2,5?4) 2 = (5?8) мм.

Принимаем д0 = 6 мм.

Толщина диска: С = 0,3 b2 = 0,3 · 30 = 10 мм.

Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0,025 · аН = 0,025 · 75 + 1 = 4 мм.

Принимаем д = 4 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: b = 1,5 · д = 1,5 · 4 = 6 мм.

нижний пояс корпуса и пояс крышки: р = 2,35 · д = 2,35 · 4 = 10 мм.

Диаметр болтов:

— фундаментальных: d1 =(0,03?0,036) · а+12 = (0,03?0,036) · 75 + 12 = 16?17 мм. Принимаем болты с резьбой М16;

— крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d2 = (0,7?0,75)·d1 = (0,7?0,75)·16 = (11?12) мм. Принимаем болты М16.

— соединяющих крышку с корпусом:

d2 = (0,5?0,6)·d1 = (0,5?0,6)·16 = (8?10) мм. Принимаем болты М10.

5. Определение реакций в опорах валов и изгибающих моментов, действующих в сечениях валов

Ведущий вал-шестерня.

1. Реакции в опорах.

В плоскости ZX:

MВ=0:

МD=0:

В плоскости ZY: так силы приложены к валу симметрично под углом 1200 и компенсируют друг друга.

2. Изгибающие моменты в разных плоскостях.

В плоскости ZX:

3. Суммарный изгибающий момент:

4. Крутящий момент

Мкр = 16,5 Нм

5. Предельный момент

;

Промежуточный вал-шестерня.

1. Реакции в опорах в разных плоскостях.

В плоскости ZX:

MA=0: -Ft1l1 -Ft2(l2 + l3)+XD(l1+l2+l3)=0

ХD =

МD=0: Ft2l3 + Ft1(l2 + l3) — XA(l1+l2+l3)=0

ХA =

В плоскости ZY:

МА=0: -Fr1l1-Fr1(l1+l2)+ YD(l1+l2+l3)=0

YD =

МD=0: Fr2l3+Fr1(l2+l3) — YA(l1+l2+l3)=0

YA =

2. Изгибающие моменты в двух плоскостях.

В плоскости ZX:

= -ХAl1 = -1389 0,02 = -27 Нм

= ХD l3 = 1218 0,026 = 34 Нм

В плоскости ZY:

= -YAl1 = -456 0,02 = -10 Hм

= YDl3 = 443 0,026 = 12 Нм

3. Суммарный изгибающий момент:

,

.

4. Крутящий момент

Мкр = 22,4 Нм

5. Предельный момент

,

.

Тихоходный вал.

1. Реакции опор в двух плоскостях.

В плоскости ZX:

MA=0: Fмl3 — XA (l1+l2) =0

ХA =

МA=0: Fм(l1 + l2 + l3) — XC(l1+l2) = 0

ХC =

В плоскости ZY: YA = YB = 0 H

2. Изгибающие моменты в двух плоскостях.

В плоскости ZX:

= Fм l3 = 264 0,054 = 15 Нм

= -ХA l1 = - 246 0,029 = - 8 Нм

3. Суммарный изгибающий момент:

,

4. Крутящий момент

Мкр = 228 Нм

5. Предельный момент

Нм,

.

6. Расчет долговечности подшипников

Ведущий вал.

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре А. Назначаем радиальные шариковые подшипники 903. d=17мм, D=30 мм, В=7 мм, С=3,64кН, С0 = 1,65 кН.

Нагрузка с учетом режима нагружения:

Р= Н

Эквивалентная нагрузка

РЭ = (XVP + YFA)KуКТ,

где Р=372 Н; FA=0 — осевая нагрузка; V = 1 — вращается внутреннее кольцо; Kу = 1; КТ = 1.

Так как осевая сила отсутствует, то X=Y=1. Тогда

РЭ = (1·1·372+1·0)·1·1=372 Н

Расчетная долговечность, млн. об. :

L =

Расчетная долговечность, ч:

Lh =

Подшипник пригоден.

Промежуточный вал.

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре А. Назначаем радиальные шариковые подшипники 904. d=20мм, D=37 мм, В=9 мм, С=6,55 кН, С0 = 3,04 кН.

Нагрузка с учетом режима нагружения:

Р= Н

Эквивалентная нагрузка

РЭ = (XVP + YFA)KуКТ,

где Р=1062 Н; FA=0 — осевая нагрузка; V = 1 — вращается внутреннее кольцо; Kу = 1; КТ = 1.

Так как осевая сила отсутствует, то X=Y=1. Тогда

РЭ = (1·1·1062+1·0)·1·1=1062 Н

Расчетная долговечность, млн. об. :

L =

Расчетная долговечность, ч:

Lh =.

Подшипник пригоден.

Тихоходный вал.

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре С. Назначаем радиальные шариковые подшипники 108. d=40мм, D=68 мм, В=15 мм, С=16,8 кН, С0 = 9,3 кН.

Нагрузка с учетом режима нагружения:

Р= Н

Эквивалентная нагрузка

РЭ = (XVP + YFA)KуКТ,

где Р=404 Н; FA=0 — осевая нагрузка; V = 1 — вращается внутреннее кольцо; Kу = 1; КТ = 1.

Так как осевая сила отсутствует, то X=Y=1. Тогда

РЭ = (1·1·404+1·0)·1·1=404 Н

Расчетная долговечность, млн. об. :

L =

Расчетная долговечность, ч:

Lh =.

Подшипник пригоден.

7. Расчет валов привода на прочность

Выполняем расчеты валов на статическую прочность и на сопротивление усталости.

7.1 Расчет на статическую прочность

Проверку на статическую прочность проводим в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных нагрузок. Величина перегрузки характеризуется коэффициентом перегрузки Кпер = 1,4.

В расчете определяем нормальные у и касательные ф напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

у =; ф = ,

где Mmax = Kn · - суммарный изгибающий момент, Нм; MКmax = Kn·Т- крутящий момент, Нм; Fmax = Kn · FA — осевая сила, Н; W и WK — моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3; А — площадь поперечного сечения, мм2.

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным м касательным напряжениям:

S =; S =.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений

ST =

Статическая прочность считается обеспеченной, если

ST? [ST] = 1,3…2.

Ведущий вал — шестерня.

У ведущего вала опасным является сечение под подшипником.

Mmax = 1,5·10 = 15 Нм; MKmax = 1,5 · 16,5 = 25 Нм.

Моменты сопротивления при изгибе W и кручении WK:

W=мм3

J = мм4

WK = 2W = 2·1,6·104 = 3,2·104 мм3

у = МПа; ф = МПа

уТ = 750 МПа; ф = 920 МПа

S = 750/7 = 107; S = 920/2 = 460.

ST =.

Промежуточный вал.

Опасным является сечение шестерни тихоходной ступени.

Mmax = 1,5·36 = 54 Нм; MKmax = 1,5·22,4 = 33,6 Нм.

Моменты сопротивления при изгибе W и кручении WK:

W=мм3

J = мм4

WK = 2W = 2·2,7·104 = 5,4·104 мм3

у = МПа; ф = МПа

S = 750/14 = 54; S = 920/4,6 =200.

ST =.

Выходной вал.

Опасное сечение находится под подшипником.

Mmax = 1,5·240,8 = 361 Нм; MKmax = 1,5·228 = 342 Нм.

Из справочной таблицы: W = 10 916 мм3, WK = 23 695 мм3.

у = МПа; ф = МПа

уТ = 750 МПа; ф = 920 МПа

S = 750/33 = 23; S = 920/14 = 66.

ST =.

7.2 Расчет на сопротивление усталости

Уточненный расчет на сопротивление усталости отражает влияние различных факторов. Расчет выполняется в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимаем в диапазоне [S]=1,5?2,5.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляем коэффициент S:

S = > [S],

где Sу и Sф — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Sу =; Sф =

Напряжения в опасных сечениях:

; ,

где М — суммарный изгибающий момент, Нм; МК — крутящий момент, Нм; W и WK — моменты сопротивления вала при изгибе и кручении, мм3.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

;

;

Коэффициент влияния ассиметрии цикла.

Ведущий вал — шестерня.

Коэффициент ассиметрии цикла =0,07.

Пределы выносливости вала:

= 1,43; =1,3

=294 МПа; = 177 МПа

Напряжения в опасном сечении:

МПа; МПа

Частные коэффициенты запаса:

.

Промежуточный вал — шестерня.

Коэффициент ассиметрии цикла =0,07.

Пределы выносливости вала:

= 1,43; =1,3

=294 МПа; = 177 МПа

Напряжения в опасном сечении:

МПа; МПа

Частные коэффициенты запаса:

.

Выходной вал.

Пределы выносливости вала:

= 1,9; =1,77

=221 МПа; = 130 МПа

Коэффициент ассиметрии цикла =0,05.

Напряжения в опасном сечении:

МПа; МПа

Частные коэффициенты запаса:

.

8. Расчет на прочность шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23 360–78.

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжение сжатия и условие прочности:

Н/мм2

Ведущий вал.

d=15 мм; bhl = 5514 мм; t1 = 3 мм

Момент на валу T1 = 16,5·103 Н·мм

Н/мм2 < [у]сж

Промежуточный вал.

d=20 мм; bhl = 6617 мм; t1 = 3,5 мм

Момент на валу T1 = 22,4·103 Н·мм

Н/мм2 < [у]сж

Выходной вал.

Шпонка под тихоходным колесом.

d=40 мм; bhl = 14 925 мм; t1 = 5,5 мм

Момент на валу T1 = 240,3·103 Н·мм

Н/мм2 < [у]сж

двухступенчатый цилиндрический редуктор

Библиографический список

1. «Конструирование узлов и деталей машин» П. Ф. Дунаев О.П. Леликов

2. «Детали машин» Д.Н. Решетов

3. Атлас по деталям машин т. 1,2 Д.Н. Решетов

4. При разработке курсового проекта использованы инструментарии сред: «Компас-График V13» и «Microsoft Word 2003»

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой