Курсовая работа: Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный
При длине ступицы полумуфты lм=16
мм выбираем длину шпонки l=14мм.
Материал шпонки – сталь
40Х нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по
формуле:
(6.1)
где Т – передаваемый
момент, Н×мм; Т1=3,4
Н×м.
lр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b,мм;
[s]см – допускаемое
напряжение смятия.
С учетом того, что на
выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s]см=110…190 Н/мм2)
вычисляем:
Условие выполняется.
6.2 Шпонки промежуточного вала
Для зубчатого колеса вала при d=30 мм
подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7 мм2
при t=4мм, t1=3,3мм. Т2=8,5Нм.
При длине ступицы шестерни lш=25
мм выбираем длину шпонки l=25мм.
Материал шпонки – сталь
45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу
(6.1):
Условие выполняется.
6.3 Шпонки тихоходного вала
Передаваемый момент Т3=42,5Нм.
Для выходного конца вала при d= 22мм
подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=6x6 мм2 при
t=3,5мм.
При длине ступицы полумуфты lМ=20
мм выбираем длину шпонки l=16мм.
Для зубчатого колеса тихоходного вала при
d=35 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10x8мм2
при t=5мм.
При длине ступицы шестерни lш=20
мм выбираем длину шпонки l=20мм.
С учетом того, что на
ведомом валу устанавливаются шестерни из стали 45 ([s]см=170…190 Н/мм2)
вычисляем по формуле (6.1):
условие выполняется.
Таблица 6 Параметры шпонок и шпоночных соединений
Параметр |
тих.вал- полум |
тих.вал- колесо |
промвал-шестерня |
промвал-колесо |
быстр
вал-шестер.
|
быстр.
вал-полум.
|
Ширина шпонки b,мм |
6 |
10 |
- |
8 |
- |
3 |
Высота шпонки h,мм |
6 |
8 |
- |
7 |
- |
3 |
Длина шпонки l,мм |
16 |
20 |
- |
25 |
- |
14 |
Глубина паза на валу t,мм |
3,5 |
5 |
- |
4 |
- |
1,8 |
Глубина паза во втулке t1,мм
|
2,8 |
3,3 |
- |
3,3 |
- |
1,4 |
7 Проверочный расчет валов на
статическую прочность
В соответствии с табл.5
наиболее опасным является сечение 3-3 тихоходного вала, в котором имеются
концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза
и возникают наибольшие моменты.
Исходные данные для
расчета:
МИэкв= 89Нм;
МИ=79Нм;
Т3-3=42,5Нм;
dв=35мм;
в=10мм – ширина шпонки,
t=5мм – глубина шпоночного паза,
l=22мм – длина шпонки.
При расчете принимаем,
что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения
– по отнулевому циклу.
Определяем диаметр вала в
рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [σ-1]и=60МПа:
мм; 35>20.
Условие соблюдается.
Определяем напряжения
изгиба:
σи=Ми/W;
где W – момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]:
;
мм3;
σи=79000/3566=22Н/мм2.
При симметричном цикле
его амплитуда равна:
σа=
σи =22Н/мм2.
Определяем напряжения
кручения:
τк=Т3-3/Wк;
где Wк – момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]:
;
мм3;
τк=42500/7775=5,4Н/мм2.
При отнулевом цикле
касательных напряжений амплитуда цикла равна:
τа=
τк /2=5,4/2=2,7Н/мм2.
Определяем коэффициенты
концентрации напряжении вала [4, с.258]:
(Кσ)D=( Кσ/Кd+ КF-1)/ Кy; (Кτ)D=( Кτ/Кd+ КF-1)/
Кy; (7.1)
где Кσ и
Кτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, по
табл.11.2 [4] выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой Кσ
=1,6, Кτ =1,4;
Кd – коэффициент влияния абсолютных
размеров поперечного сечения, по табл.11.3 [4] выбираем Кd =0,75;
КF- коэффициент влияния шероховатости,
по табл.11.4 [4] выбираем для шероховатости Rа=1,6 КF=1,05;
Кy - коэффициент влияния поверхностного
упрочнения, по табл.11.4 [4] выбираем для закалки с нагревом ТВЧ Кy =1,5.
Подставив значения в
формулы (7.1) получим:
(Кσ)D=( 1,6/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,45;
(Кτ)D=( 1,4/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,28.
Определяем пределы
выносливости вала [4, c263]:
(σ-1)D=σ-1/(Кσ)D; (τ-1)D=τ-1/(Кτ)D; (7.2)
где σ-1 и
τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном
цикле изгиба и кручения, по табл.3. [4] σ-1 = 380Н/мм2
, τ-1 ≈0,58 σ-1 =220Н/мм2;
(σ-1)D=380/1,45=262Н/мм2; (τ-1)D=220/1,28=172 Н/мм2.
Определяем коэффициенты
запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям 4, c263]:
sσ=(σ-1)D/ σа; sτ=(τ-1)D/ τа. (7.3)
sσ=262/ 22=12; sτ=172/ 2,7=63,7.
Определяем общий
коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям [4, c263]:
(7.4)
где [s]=1,6…2,1 – допускаемый коэффициент
запаса прочности.
Сопротивление усталости
вала в сечении 3-3 обеспечивается, расчет остальных валов не проводим, т.к.
расчет проведен на самом опасном сечении, и коэффициент запаса прочности
значительно превышает допустимый.
8 Выбор и проверочный расчет
подшипников
Предварительно выбранные подшипниками
с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.7.
Таблица 7 Параметры выбранных
подшипников
|
Быстроходный вал |
Промежуточный вал |
Тихоходный вал |
№ |
101 |
105 |
106 |
d, мм |
12 |
25 |
30 |
D, мм |
28 |
47 |
55 |
В, мм |
8 |
12 |
13 |
С, кН |
5,07 |
11,2 |
13,3 |
Со, кН
|
2,24 |
5,6 |
6,8 |
RА, Н
|
323 |
405 |
2118 |
RБ, Н
|
117 |
1419 |
774 |
Подшипники устанавливаем
по схеме «враспор». Пригодность подшипников определяем по условиям [4, c.129]:
Ср≤С; Lр≥Lh;
где Ср –
расчетная динамическая грузоподъемность;
Lh – требуемая долговечность подшипника,
для зубчатых редукторов Lh =10000ч.
; [4, c.129] (8.1)
где ω – угловая
скорость соответствующего вала (см. табл.1);
m=3 для шариковых подшипников;
RЕ – эквивалентная динамическая нагрузка, при отсутствии
осевых усилий [4, табл.9.1]:
RЕ=V×RАКδКτ (8.2)
где Kd - коэффициент безопасности; Kd =1,1…1,2 [4, табл.9.4]. Принимаем Kd =1,1.
V – коэффициент вращения, при вращении
внутреннего кольца V=1
Kτ – температурный коэффициент; Kτ =1 (до 100ºС) [4, табл.9.4].
Определяем расчетную
долговечность подшипников в часах [4, c.129]:
(8.3)
Подставив значения в
формулы (8.1)-(8.3) проверяем подшипники.
Для быстроходного вала:
RЕ=323х1,1=355Н;
-
условие выполняется;
- условие выполняется.
Для промежуточного вала:
RЕ=1419х1,1=1560Н;
- условие выполняется;
- условие выполняется.
Для тихоходного вала:
RЕ=2118х1,1=2330Н;
- условие выполняется.
- условие выполняется.
Окончательные параметры подшипников приведены в табл.7.
Параметры выбранных
подшипников
9 Выбор масла,
смазочных устройств
Используем картерную
систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец
зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис.10):
hм max £ 0.25d2 = 0.25×102 = 25,5мм;
hм min = 2×m = 2×1,5 = 3мм.
При вращении колеса масло будет
увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса,
откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц
масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса
деталей, в том числе и подшипники.
Рис.10 Схема определения
уровня масла в редукторе
Объем масляной ванны принимаем из
расчета 0,5 л на 1кВт передаваемой мощности V = 0,5×Nдв = 0,5×0,25 = 0,125 л.
Контроль уровня масла производится жезловым
маслоуказателем, который ввинчивается в корпус редуктора при помощи резьбы. Для
слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится
через съемную крышку в верхней части корпуса.
Выбираем смазочный материал. Для
этого ориентировочно рассчитаем необходимую вязкость:
где ν50 – рекомендуемая
кинематическая вязкость смазки при температуре 50°С;
ν1 =170мм2/с
– рекомендуемая вязкость при v=1м/с
для зубчатых передач с зубьями без термообработки;
v=1,2м/с – окружная скорость в
зацеплении
Принимаем по табл.10.29 [4] масло
И-220А.
И для шестерни, и для
зубчатого колеса выберем манжетные уплотнения типа 1 из ряда 1 по ГОСТ 8752-79.
Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший
доступ масла.
Список использованной
литературы
1. Основы конструирования:
Методические указания к курсовому проектированию/ Сост. А.А.Скороходов, В.А
Скорых.-СПб.:СПбГУКиТ, 1999.
2. Дунаев П.Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа,
1990.
3. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Детали машин и основы
конструирования, Минск: «Вышейшая школа», 2000.
4.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование
деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк., 1991
5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд.
перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999
|