Содержание курсового проекта
1. Введение
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
3. Расчет червячной передачи
3.1 Выбор материала червячного колеса
3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
3.3 Проектный расчёт червячной передачи
3.4 Проверочный расчёт червячной передачи
3.5 Расчет червячной передачи на нагрев
4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников
5. Конструирование корпуса и крышки редуктора
6. Проверочный расчет шпонок
6.1 Быстроходный вал
6.2 Тихоходный вал
7. Проверочный расчет быстроходного вала;
8. Подбор подшипников качения быстроходного вала;
9. Подбор и расчет муфты;
10. Выбор смазочных материалов;
11. Список использованной литературы.
1. Введение
В данном курсовом проекте спроектирован одноступенчатый червячный редуктор привода междуэтажного подъемника.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.
Назначение редуктора – уменьшение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указанию конкретного назначения. Редуктор классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтально, вертикально); особенностям кинематической схемы (развернутая, соостная и т.д.).
Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже – сварными стальными.
При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.
Максимальное передаточное число одноступенчатого червячного редуктора по ГОСТ 2185-66 umax = 80. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением u. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь u ≤ 63.
Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т.д.).
В одноступенчатом червячном редукторе используется червячная передача, состоящая из червяка и червячного колеса. Червячное колесо устанавливается на тихоходном валу, а вал-червяк является быстроходным валом. В качестве опор валов используются как правило, подшипники качения. Установка передачи в отдельном корпусе гарантирует точность сборки, лучшую смазку, более высокий КПД, меньший износ, а так же защиту от попадания в нее пыли и грязи.
Сборку редуктора производят в следующем порядке:
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом (или чертежом общего вида).
Начинают сборку с того, что на быстроходный вал одевают маслоотражательные кольца и подшипники качения, предварительно нагрев их в масле до 80…100
С.
Собранный быстроходный вал-червяк укладывают в основании корпуса. В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники качения. Вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку редуктора, для центровки ее устанавливают с помощью двух конических штифтов и затягивают болты. Сопрягаемые поверхности корпуса и крышки редуктора предварительно смазывают спиртовым лаком.
Далее в сквозные крышки подшипников вставляют манжеты. Глухие и сквозные привёртные крышки подшипников вместе с набором прокладок устанавливают на торцах корпуса при помощи болтов.
Перед началом работы в редуктор заливают масло выше уровня нормы на 5…15 мм.
Перед эксплуатацией редуктор должен быть обкатан по условиям завода-изготовителя.
Разборку редуктора производят так же, как и сборку, но в обратной оследовательности.
2. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода
2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
Определяем требуемую мощность рабочей машины:
Ррм = Fv,
где F – тяговое усилие цепи, кН;
v – линейная скорость грузовой цепи, м/с.
Ррм = 40,5 = 2,0 кВт.
Определим общий КПД привода
= зпопм2пкпс,
где зп – КПД закрытой передачи; оп – КПД открытой передачи; м – КПД муфты; пк – КПД одной пары подшипников качения; пс – КПД одной пары подшипников скольжения (на приводном валу рабочей машины).
= 0,80,920,980,9920,985 = 0,696.
Определяем требуемую мощность двигателя:
Рдв.треб = Ррм/ = 2,0/0,696 = 2,87 кВт.
По [1, таблица К9] выбираем двигатель 4АМ100S4У3 с номинальной мощностью Рном=3кВт и номинальной частотой вращения nном = 1435 об/мин.
2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины:
nрм = 601000v/(D),
где v – линейная скорость грузовой цепи, м/с;
D – диаметр звездочки, мм.
nрм = 6010000,5/(3303,14) = 29,0 об/мин.
Определяем передаточное число привода:
u = nном/nрм = 1435/29,0 = 49,56.
Определим передаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора uзп = 20:
uоп = u/uзп = 49,56/20 = 2,48.
2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
В соответствии с заданной последовательностью соединения элементов привода по кинематической смене используем следующие формулы для вычисления мощности, частоты вращения, угловой скорости и вращающих моментов на валах привода:
Вал двигателя:
nдв = nном = 1435 об/мин;
дв = nдв/30 = 3,141435/30 = 150,2 рад/с;
Pдв = 2,87 кВт;
Тдв = Рдв/дв = 2,871000/150,2 = 19,1 Нм.
Быстроходный вал:
n1 = nдв = 1435 об/мин;
1 = дв = 150,2 рад/с;
Р1 = Рдвмпк = 2,870,980,99 = 2,79 кВт;
Т1 = Тдвмпк = 19,10,980,99 = 18,6 Нм.
Тихоходный вал:
n2 = n1/uзп = 1435/20 = 71,75 об/мин;
2 = 1/uзп = 150,2/20 = 7,51 рад/с;
Р2 = Р1зппк = 2,790,80,99 = 2,21 кВт;
Т2 = Т1uзпзппк = 18,6200,80,99 = 294 Нм.
Вал приводной рабочей машины:
nрм = n2/uоп = 71,75/2,48 = 28,95 об/мин;
рм = 2/uоп = 7,51/2,48 = 3,03 рад/с;
Ррм = Р2оппс = 2,210,920,985 = 2,0 кВт;
Трм = Т2uопоппс = 2942,480,920,985 = 660 Нм.
Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода
3. Расчет червячной передачи
3.1 Выбор материала червячного колеса
Определим скорость скольжения:
4,37,5120(294)1/3/1000 = 4,29 м/с.
По [1, таблица 3.5] выбираем из группы I материал БрО10Ф1, полученный способом литья в кокиль, в = 275 Н/мм2, т = 200 Н/мм2.
3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
Допускаемые напряжения для червячного колеса определяем по формулам из [1, таблица 3.6].
Наработка за весь срок службы:
N = 5732Lh = 5737,5120000 = 86064600.
Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:
KHL = (107/N)1/8 = (107/86064600)1/8 = 0,76.
Определяем допускаемые контактные напряжения:
[]Н = 0,9KHLCvв = 0,90,761275 = 189,1 Н/мм2,
где Cv – коэффициент, учитывающий износ материала [1, С.55].
Так как червяк располагается в масляной ванне, то полученное значение допускаемого напряжения не изменяем, т.е. []Н = 189,1 Н/мм2.
Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:
KFL = (106/N)1/9 = (106/86064600)1/9 = 0,61.
Определяем допускаемые напряжения изгиба:
[]F = (0,08в + 0,25т)KFL = (0,08275 + 0,25200)0,61 = 43,9 Н/мм2.
3.3 Проектный расчёт червячной передачи
Определяем межосевое расстояние:
aw = 61(Т2103/[]2Н)1/3 = 61(294103/189,12)1/3 = 123,11 мм.
Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи aw = 125 мм.
Число витков червяка z1 = 2. Число зубьев колеса z2 = z1u = 220 = 40. Округляем до целого числа z2 = 40.
Определим модуль зацепления
m = (1,5…1,7)aw/z2 = (1,5…1,7)125/40 = 4,69…5,31 мм,
округляем в большую сторону до стандартного значения m = 5 мм.
Определяем коэффициент диаметра червяка:
q = (0,212…0,25)z2 = (0,212…0,25)40 = 8,48…10,00;
округляем в большую сторону до стандартного значения q = 10.
Коэффициент смещения инструмента
х = (aw/m) – 0,5(q + z2) = 0,00.
Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного:
uф = z2/z1 = 40/2 = 20,00;
(|20,00 – 20|/20)100% = 0,00 < 4%.
Определим фактическое значение межосевого расстояния
aw = 0,5m(q + z2 + 2x) = 0,55(10 + 40 + 20,00) = 125,00 мм.
Вычисляем основные геометрические размеры червяка:
делительный диаметр
d1 = qm = 105 = 50,0 мм;
начальный диаметр
dw1 = m(q + 2x) = 5(10 + 20,00) = 50,0 мм;
диаметр вершин витков
da1 = d1 + 2m = 50,0 + 25 = 60,0 мм;
диаметр впадин витков
df1 = d1 – 2,4m = 50,0 – 2,45 = 38,0 мм;
делительный угол подъема линии витков
= arctg(z1/q) = arctg(2/10) = 11,31;
длина нарезаемой части червяка
b1 = (10 + 5,5|x| + z1)m + C = (10 + 5,5|0,00| + 2)5 + 0 = 60,0 мм,
округляем до значения из ряда нормальных размеров b1 = 60 мм.
Основные геометрические размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр
d2 = dw2 = mz2 = 540 = 200,0 мм;
диаметр вершин зубьев
da2 = d2 + 2m(1 + x) = 200,0 + 25(1 + 0,00) = 210,0 мм;
наибольший диаметр колеса
daм2 ≤ da2 + 6m/(z1 + 2) = 210,0 + 65/(2 + 2) = 217,5 мм;
диаметр впадин зубьев
df2 = d2 – 2m(1,2 – x) = 200,0 – 25(1,2 – 0,00) = 188,0 мм;
ширина венца
b2 = 0,355aw = 0,355125,00 = 44,4 мм,
округляем до значения из ряда нормальных размеров b2 = 45 мм;
условный угол обхвата червяка венцом колеса
2 = 2arcsin(b2/(da1 – 0,5m)) = 2arcsin(45/(60,0 – 0,55)) = 103.
Определим силы в зацеплении
окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке
Ft2 = Fa1 = 2000T2/d2 = 2000294/200,0 = 2940 Н;
окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе
Ft1 = Fa2 = 2000T2/(uфd1) = 2000294/(20,0050,0) = 588 Н;
радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо
Fr = Ft2tg20 = 29400,364 = 1070 Н.
3.4 Проверочный расчёт червячной передачи
Фактическая скорость скольжения
vS = uф2d1/(2cos103) = 20,007,5150,0/(2cos11,31103) = 3,83 м/с.
Определим коэффициент полезного действия передачи
= tg/tg( + ) = tg11,31/tg(11,31 + 2) = 0,85,
где – угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения, град [1, таблица 4.9].
Проверим контактные напряжения зубьев колеса
где K – коэффициент нагрузки;
[]Н – допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скорости скольжения, Н/мм2 [1, таблица 3.6]
H = 340(29401/(50,0200,0))1/2 = 184,4 ≤ 198,6 Н/мм2.
Полученное значение контактного напряжения меньше допустимого на 7,2%, условие выполнено. Проверим напряжения изгиба зубьев колеса
F = 0,7YF2Ft2K/(b2m) ≤ []F,
где YF2 – коэффициент формы зуба колеса, который определяется по [1, таблица 4.10] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:
zv2 = z2/cos3 = 40/cos311,31 = 42,
тогда напряжения изгиба равны
F = 0,71,5329401/(455) = 14,0 ≤ 43,9 Н/мм2,
условие выполнено.
3.5 Расчет червячной передачи на нагрев
Определяем площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора:
А 12,0aw1,7 = 12,00,1251,7 = 0,35 м2,
Где aw – межосевое расстояние червячной передачи, м.
Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:
где – КПД червячной передачи;
P1 – мощность на червяке, кВт;
KT – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2С);
– коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;
t0 = 20 С – температура окружающего воздуха;
[t]раб = 95 С – максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, С.
tраб = 1000(1 – 0,85)2,79/(170,35(1 + 0,3)) = 75,8 С.
4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников
Быстроходный вал (вал-червяк):
d1 = (0,8…1,2)dдв = (0,8…1,2)28 = 22,4…33,6 мм,
где dдв – диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.
Из полученного интервала принимаем стандартное значение d1 = 25 мм. Длина ступени под полумуфту:
l1 = (1,0…1,5)d1 = (1,0…1,5)25 = 25…37,5 мм,
принимаем l1 = 40 мм.
Размеры остальных ступеней:
d2 = d1 + 2t = 25 + 22,2 = 29,4 мм, принимаем d2 = 30 мм;
l2 1,5d2 = 1,530 = 45 мм, принимаем l2 = 45 мм;
d3 = d2 + 3,2r = 30 + 3,22 = 36,4 мм, принимаем d3 = 37 мм;
d4 = d2.
Тихоходный вал (вал колеса):
(294103/(0,235))1/3 = 34,76 мм, принимаем d1 = 35 мм;
l1 = (0,8…1,5)d1 = (0,8…1,5)35 = 28…52,5 мм, принимаем l1 = 50 мм;
d2 = d1 + 2t = 35 + 22,5 = 40 мм, принимаем d2 = 40 мм;
l2 1,25d2 = 1,2540 = 50 мм, принимаем l2 = 50 мм;
d3 = d2 + 3,2r = 40 + 3,22,5 = 48 мм, принимаем d3 = 48 мм;
d4 = d2;
d5 = d3 + 3f = 48 + 31,2 = 51,6 мм, принимаем d5 = 53 мм;
Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии:
для быстроходного вала: 7206A;
для тихоходного: 7208A.
5. Конструирование корпуса редуктора
Определим толщину стенки корпуса
= 1,2 Т1/4 = 1,2∙(294)1/4 = 4,97 6 мм,
где Т = 294 Н∙м – вращающий момент на тихоходном валу.
Принимаем = 6 мм.
Зазор между внутренними стенками корпуса и деталями
а = (L)1/3 + 3 = 2641/3 + 3 = 9 мм.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b0 4a= 36 мм.
Диаметры приливов для подшипниковых гнезд:
вал 1:
для привертной крышки DП = Dф + 6 = 87 + 6 = 93 мм.
вал 2:
для закладной крышки D'П = 1,25D + 10 = 1,25∙80 + 10 = 110 мм,
где D – диаметр отверстия под подшипник, Dф – диаметр фланца крышки подшипника.
Диаметры винтов привертных крышек подшипника: d1 = 6 мм;
Число винтов: z1 = 4.
Диаметр винтов крепления крышки к корпусу находим по формуле
d = 1,25(Т)1/3 = 1,25∙(294)1/3 = 8,31 ≥ 10 мм,
где Т – момент на тихоходном валу редуктора. Принимаем d = 10 мм.
Размеры конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу (для болтов):
ширина фланца крышки корпуса K = 2,35d = 23,5 мм,
расстояние от торца фланца до центра болта С = 1,1d = 11,0 мм.
диаметр канавки под шайбочку D 2d = 20 мм.
высота прилива в корпусе h = 2,5d = 25 мм.
Для винтов: K1 = 2,1d = 21,0 мм, С1 = 1,05d = 10,5 мм.
Высоту прилива в крышке под стягивающий болт (винт) определяем графически, исходя из условия размещения головки болта (винта) на плоской опорной поверхности вне кольцевого прилива под подшипник большего диаметра. Диаметр штифта dшт = 0,75d = 8 мм.
Диаметр винта крепления редуктора к раме dф = 1,25d = 14 мм, количество винтов z = 4. Высота ниши h0= 2,5(dф + ) = 50 мм, длина опорной поверхности в месте крепления редуктора к раме l = 2,4dф + = 40 мм, высота прилива под винт h = 1,5dф = 21 мм, расстояние от боковой поверхности корпуса до центра винта с = 1,1dф = 15 мм.
Размеры проушины в виде ребра с отверстием: толщина ребра s = 2,5 = 15 мм, диаметр отверстия d = 3 = 18 мм, радиус проушины R = d. Размеры проушины, выполненной в виде сквозного отверстия в крышке: сечение (b b) отверстия b = 3 = 18 мм, радиус дуги из вершины крышки для определения границы отверстия а = 1,7 = 10 мм.
6. Проверочный расчет шпонок
6.1 Быстроходный вал
Шпонка под полумуфту призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 87, длина 32 мм, диаметр вала d = 25 мм.
Определяем напряжение смятия
,
где T – передаваемый момент, Н∙м;
d – диаметр вала, мм;
lp – рабочая длина шпонки, мм;
h – высота шпонки, мм;
t1 – глубина паза, мм.
см = 2∙103∙19/(25∙24∙(7 – 4)) = 21 МПа.
Полученное значение не превышает допустимого []см = 100 МПа.
6.2 Тихоходный вал
Шпонка под червячное колесо призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 149, длина 56 мм, диаметр вала d = 48 мм.
Определяем напряжение смятия
= 2∙103∙294/(48∙42∙(9 – 5,5)) = 83 МПа.
Полученное значение не превышает допустимого []см = 100 МПа.
Шпонка под звездочку призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 108, длина 40 мм, диаметр вала d = 35 мм.
Определяем напряжение смятия
= 2∙103∙294/(35∙30∙(8 – 5)) = 97 МПа.
Полученное значение не превышает допустимого []см = 100 МПа.
7. Проверочный расчет быстроходного вала
Силы, действующие на вал: FtС = 588 Н; FrС = 1070 Н; FaС = 2940 Н; Fм = 50∙Т1/2 = 50∙191/2 = 218 Н – консольная сила муфты.
Неизвестные реакции в подшипниках найдем, решая уравнения моментов относительно опор:
МВ(x) = 0;
МВ(x) = FaC∙dC/2 – FrC∙lBC + RDy∙(lBC + lCD) = 0;
RDy = (– FaC∙dC/2 + FrC∙lBC)/(lBC + lCD) = (– 2940∙0,050/2 + 1070∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 259 Н.
МВ(y) = 0;
МВ(y) = – Fм∙lAB – FtC∙lBC + RDx∙(lBC + lCD) = 0;
RDx = (Fм∙lAB + FtC∙lBC)/(lBC + lCD) = (218∙0,072 + 588∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 353 Н.
МD (x) = 0;
МD (x) = – RВy∙(lBC + lCD) + FaC∙dC/2 + FrС∙lCD = 0;
RВy = (FaC∙dC/2 + FrС∙lCD)/(lBC + lCD) = (2940∙0,050/2 + 1070∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 811 Н.
МD (y) = 0;
МD (y) = – Fм∙( lАВ + lBC + lCD) – RВx∙(lBC + lCD) + FtC∙lCD = 0;
RВx = (– Fм∙( lАВ + lBC + lCD) + FtC∙lCD)/(lBC + lCD) = (– 218∙(0,072 + 0,133 + 0,133) + 588∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 17 Н.
Построение эпюр:
Участок АВ: 0 ≤ z ≤ 0,072;
Mx(z) = 0; Mx(0) = 0 Н∙м; Mx(0,072) = 0 Н∙м.
My(z) = Fоп∙z; My(0) = 0 Н∙м; My(0,072) = 218∙0,072 = -16 Н∙м.
T = -19 Н∙м на всем участке.
M(0) = (М2х + М2у)1/2.
M(0) = 0 Н∙м; M(0,072) = (02 + -162)1/2 = 16 Н∙м.
Участок ВС: 0 ≤ z ≤ 0,133;
Mx(z) = – RВy∙z; Mx(0) = 0 Н∙м; Mx(0,133) = – 811∙0,133 = -108 Н∙м.
My(z) = Fоп∙(lAB + z) – RВх∙z;
My(0) = 218∙0,072 = -16 Н∙м;
My(0,133) = 218∙(0,072 + 0,133) – 17∙0,133 = -47 Н∙м.
T = -19 Н∙м на всем участке.
M(0) = (02 + -162)1/2 = 16 Н∙м; M(0,133) = (-1082 + -472)1/2 = 118 Н∙м.
Участок CD: 0 ≤ z ≤ 0,133;
Mx(z) = – RВy∙(lBC + z) + FaC∙dC/2 + FrС∙z;
Mx(0) = – 811∙0,133 + 2940∙0,050/2 = -34 Н∙м;
Mx(0,133) = – 811∙(0,133 + 0,133) + 2940∙0,050/2 + 1070∙0,133 = 0 Н∙м.
My(z) = Fоп∙(lAB + lBC + z) – RBх∙(lBC + z) + FtC∙z;
My(0) = 218∙(0,072 + 0,133) – 17∙0,133 = -47 Н∙м;
My(0,133) = 218∙(0,072 + 0,133 + 0,133) – 17∙(0,133 + 0,133) + 588∙0,133 = 0 Н∙м.
T = 0 Н∙м на всем участке.
M(0) = (-342 + -472)1/2 = 58 Н∙м; M(0,133) = 0 Н∙м.
Проверим сечение В на запас прочности. Концентратор напряжений – переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:
где S – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
S – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
где -1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа;
k – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
– масштабный фактор для нормальных напряжений;
– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;
a – амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба и в рассматриваемом сечении;
– коэффициент, зависящий от марки стали;
m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений.
a = и = 103М/W,
где М – суммарный изгибающий момент в сечении, Н∙м;
W – момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.
W = d3/32 = 3,14∙303/32 = 2649 мм3,
a = и = 103∙16/2649 = 5,92 МПа,
m = 4Fa /(d2) = 4∙2940/(3,14∙302) = 4161 МПа.
S = 410/(1,9∙5,92/(0,73∙0,94) + 0,27∙4161) = 2,36.
где -1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа;
k – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
– масштабный фактор для касательных напряжений;
a – амплитуда цикла касательных напряжений;
– коэффициент, зависящий от марки стали;
m – среднее напряжение цикла касательных напряжений.
a = m = 0,5∙103T/Wк,
где Т – крутящий момент в сечении, Н∙м;
Wк – момент сопротивления сечения при кручении, мм3.
Wк = d3/16 = 3,14∙303/16 = 5299 мм3,
a = m = 0,5∙103∙19/5299 = 1,79 МПа.
S = 240/(1,74∙1,79/(0,73∙0,94) + 0,1∙1,79) = 50,79.
S = 2,36∙50,79/(2,362 + 50,792)1/2 = 2,36.
Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 – 2,5.
Проверим сечение С на запас прочности. Концентратор напряжений – переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:
где S – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
S – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
где -1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа; k – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; – масштабный фактор для нормальных напряжений; – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; a – амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба и в рассматриваемом сечении; – коэффициент, зависящий от марки стали; m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений.
a = и = 103М/W,
где М – суммарный изгибающий момент в сечении, Н∙м;
W – момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.
W = d3/32 = 3,14∙363/32 = 4578 мм3,
a = и = 103∙118/4578 = 25,77 МПа,
m = 4Fa /(d2) = 4∙2940/(3,14∙362) = 2890 МПа.
S = 410/(1,9∙25,77/(0,73∙0,94) + 0,27∙2890) = 2,47.
где -1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа; k – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; – масштабный фактор для касательных напряжений; a – амплитуда цикла касательных напряжений; – коэффициент, зависящий от марки стали; m – среднее напряжение цикла касательных напряжений.
a = m = 0,5∙103T/Wк,
где Т – крутящий момент в сечении, Н∙м;
Wк – момент сопротивления сечения при кручении, мм3.
Wк = d3/16 = 3,14∙363/16 = 9156 мм3,
a = m = 0,5∙103∙19/9156 = 1,04 МПа.
S = 240/(1,74∙1,04/(0,73∙0,94) + 0,1∙1,04) = 87,76.
S = 2,47∙87,76/(2,472 + 87,762)1/2 = 2,47.
Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 – 2,5.
8. Подбор подшипников качения быстроходного вала
Силы, действующие на подшипники:
FrBmax = (R2Вx + R2Вy)1/2 = (172 + 8112)1/2 = 811 Н,
FrDmax = (R2Dx + R2Dy)1/2 = (3532 + 2592)1/2 = 438 Н,
Famax = 2940 Н.
Для типового режима нагружения 1 коэффициент эквивалентности KE = 0,8. Тогда эквивалентные нагрузки равны:
FrВ = KEFrВmax = 0,8∙811 = 649 Н,
FrD = KEFrDmax = 0,8∙438 = 350 Н,
FaВ = KEFamax = 0,8∙2940 = 2352 Н.
Для принятых подшипников находим: Cr = 38 кH, C0r = 25,5 кН, X = 0,4, Y = 1,6, e = 0,37.
Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы роликовых подшипников:
FaBmin = 0,83eFrB = 0,83∙0,37∙649 = 649 H,
FaDmin = 0,83eFrD = 0,83∙0,37∙350 = 108 H.
Определим осевые нагрузки, действующие на подшипники:
FaB = FaDmin + Fa = 108 + 2352 = 2460 H,
FaD = FaDmin = 108 H.
Отношение FaВ/(VFrВ) = 2460/(1∙649) = 3,79, что больше e. Окончательно принимаем X = 0,4, Y = 1,6.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (для опоры В):
PrВ = (VXFrВ + YFaВ)KбKТ,
где Kб – коэффициент безопасности;
KТ – температурный коэффициент.
PrВ = (1∙0,4∙649 + 1,6∙2460) ∙0,8∙1 = 3356 Н.
Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a1 = 1, a23 = 0,7 (обычные условия применения), k = 3,33 (роликовый подшипник):
L10ah = a1a23(Cr /PrВ)k 106/(60n) = 1∙0,7∙(38000/3356)3,33∙106/(60∙1435) = 26292 ч,
L10ah > Lh.
Расчетная динамическая грузоподъемность (для опоры B):
Сrр = PrВ(573Lh/106)1/3 = 3356(573150,2020000/106)1/3,33 = 31444 Н,
Crp < Cr.
Подшипник пригоден.
9. Подбор и проверочный расчет муфты
Для соединения быстроходного вала с валом электродвигателя принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Определяем расчетный момент:
Мрасч = K∙ТБ = 1,3∙19,1 = 24,83 Н∙м,
где K – коэффициент режима работы и характера нагрузки,
ТБ – вращающий момент на быстроходном валу, Н∙м.
По ГОСТ 21424-75 выбираем муфту с ближайшим большим передаваемым моментом. Размеры муфты: диаметр расположения пальцев D1 = 90 мм, длина муфты L = 105 мм, диаметр пальца dп = 14 мм, длина пальца lп = 64 мм, количество пальцев z = 4, длина резиновой втулки lр.в. = 28 мм.
Проверим пальцы муфты на изгиб:
= 90 Н/мм2,
и = 24,83∙64∙103/(0,1∙143∙90∙4) = 16,09 Н/мм2,
.
Проверим резиновые втулки на смятие:
= 2 Н/мм2,
см = 2∙24,83∙103/(90∙4∙14∙28) = 0,35 Н/мм2,
.
Условия выполнены, прочность муфты обеспечена.
10. Выбор смазочных материалов
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм.
Принимаем масло индустриальное для гидравлических систем без присадок И – Г – А – 46 ГОСТ 17479.4 – 87.
Определим количество масла:
V = (0,4…0,8)∙Рвых = (0,4…0,8)∙2,2 = 0,88…1,76 л.
Примем V = 0,9 л.
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол – 24 по ГОСТ 21150 – 75. Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
11. Список использованной литературы
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. Шк., 1991. – 432 с.: ил.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. 5-е изд. М.: Высш. шк. 1998 – 447 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В трех томах. Москва: Машиностроение, 2001 – 920 с.
Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Житков В.К. Детали машин: Учебник для техникумов – М.:Илекса, 1999.– 392 с.:ил.
Устюгов И.И. Детали машин: Учеб. Пособие для учащихся техникумов.–М.:Высш. школа, 1981.– 399 с., ил.