Курсовая работа: Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени
Выбираем конструктивно остальные размеры: W=20мм;
lм=20мм; l1=35мм; l=60мм; с=5мм.
Определим размеры для расчетов:
l/2=30мм;
с=W/2+ l1+ lм/2=55мм –
расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.
Проводим расчет тихоходного вала на изгиб с кручением.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см.
рис.4). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной
плоскости.
ΣМ2y=0; RFy·0,06-Fr2·0,03=0
RFy= 368·0,06/
0,03;
RЕy= RFy=736Н.
Рис.4 Эпюры
изгибающих моментов тихоходного вала
Определяем изгибающие моменты в характерных точках: М1у=0;
М2у=0; М3у=RЕy·0,03; М3у=22Нм2;
М3у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм2 (рис.3)
Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной
плоскости.
ΣМ4x=0; Fm2·0,115 - RЕx·0,06+
Ft2·0,03=0;
RЕx=(814·0,115+
1012·0,03) / 0,06;
RЕx=2066Н;
ΣМ2x=0; Fm2·0,055 - Ft2·0,03+
RFx·0,6=0;
RFx=
(1012·0,03 - 814·0,055) / 0,06;
RFx=-240Н,
результат получился отрицательным, следовательно нужно
изменить направление реакции.
Определяем изгибающие моменты:
М1х=0;
М2= - Fr2·0,03
М2х=-368·0,03;
М2х=-11Нм;
М3хслева=-Fm2·0,085-RЕх ·0,055;
М3хслева==-814·0,085-240 ·0,03;
М3хслева=-76Нм;
М3х= - REх ·0,055;
М3х= - 2066 ·0,03;
М3х= - 62;
М4х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент
Т1-1= Т2-2= Т3-3= T3=42,5Нм;
T4-4=0.
Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:
; ;
; Н;
; Н.
Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее
опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:
; ; Нм2.
Эквивалентный момент:
; ; Нм2.
Схема усилий, действующих на быстроходный вал представлена
на рис.2.
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для
которой [2, табл.8.4] σв=730Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2.
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой
из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:
где [τк] =(20…25) Мпа
Принимаем [τк] =20Мпа.
; мм.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда
размеров Rа5 (ГОСТ6636-69): мм.
Намечаем приближенную конструкцию быстроходного вала
вала редуктора (рис.5), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение
допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.
мм;
мм - диаметр под уплотнение;
мм - диаметр под подшипник;
мм - диаметр для заплечиков;
мм - диаметр вала-шестерни;
b1=22мм.
Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет
предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо
легкой серии по мм подшипник №101, у которого Dп=28мм;
Вп=8мм [4, табл. К27].
Выбираем конструктивно остальные размеры:
W=14мм;
lм=16мм; l1=25мм; l=60мм.
Определим размеры для расчетов:
l/2=30мм;
с=W/2+ l1+ lм/2=40мм –
расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.
Проводим расчет быстроходного вала на изгиб с
кручением.
Рис.5 Приближенная конструкция быстроходного вала
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см.
Рис.6). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной
плоскости.
ΣМ2y=0; RАy·0,06-Fr1·0,03=0
RАy= 60,7·0,06/
0,03;
RАy= RВy=121Н.
Определяем изгибающие моменты в характерных точках:
М1у=0;
М2у=0;
М3у= RАy·0,03;
М3у =3,6Нм2;
М3у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм2 (Рис.6).
Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной
плоскости.
ΣМ4x=0; Fm1·0,1 - RАx·0,06+
Ft1·0,03=0;
RАx=
(130·0,1+ 166,7·0,03) / 0,06;
RАx=300Н;
Рис.6 Эпюры
изгибающих моментов быстроходного вала
ΣМ2x=0; Fm1·0,02 - Ft1·0,03+
RВx·0,06=0;
RВx=
(166,7·0,03 - 130·0,02) / 0,06;
RВx=40Н
Определяем изгибающие моменты:
М1х=0;
М2= - Fm2·0,04
М2х=-130·0,04;
М2х=-5,2Нм;
М3хсправа=-Fm1·0,1+RВх ·0,03;
М3хсправа==-130·0,1+40 ·0,03;
М3хсправа=-11,7Нм;
М3х= - RАх ·0,03;
М3х= - 300 ·0,03;
М3х= - 9;
М4х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент
Т1-1= Т2-2= Т3-3= T3=3,4Нм;
T4-4=0.
Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:
; ;
; Н;
; Н.
Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее
опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:
; ; Нм2.
Эквивалентный момент:
; ; Нм2.
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для
которой [1, табл.8.4] σв=730Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2.
Определяем диаметр выходного конца вала из расчёта на
чистое кручение
;
где [τк] =(20…25) Мпа [1,c.161]
Принимаем [τк] =20Мпа.
; мм.
С учетом того, что выходной конец промежуточного вала
является валом-шестерней с диаметром выступов 24мм, принимаем диаметр вала под
подшипник 25мм.
мм.
Намечаем приближенную конструкцию промежуточного вала
редуктора (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм
Рис.7 Приближенная конструкция промежуточного вала
dст=30мм;
х=8мм;
W=20мм;
r=2,5мм;
dв=28мм.
Расстояние l определяем из суммарных
расстояний тихоходного и быстроходного валов с зазором между ними 25…35мм.
l=60+30+30=120мм.
l1=30мм;
l2=30мм.
Предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные
однорядные особо легкой серии по dп=25мм подшипник №105, у которого Dп=47мм;
Вп=12мм [4, табл. К27].
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной
плоскости.
åМСу=0;
RDу·0,09+Fr1·0,03+Fr2·0,12=0
RDy=(368·0,03+60,7·0,12)
/ 0,09;
RDy==204Н.
åМDу=0;
RCy·0,09 - Fr1·0,06+ Fr2·0,03=0;
RCy=(368·0,06-60,7·0,03)
/ 0,09;
RCy=225Н.
Назначаем характерные точки 1, 2, 3, и 4 и определяем
в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у=-RCy·0,03;
М2у=-6Нм;
М3услева=-RCy·0,09+Fr1·0,06;
М3услева=-16,6Нм
М3усправа= Fr2·0,03;
М3усправа= 11
М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.8).
Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной
плоскости.
åМСх=0;
RDx·0,09-Ft1·0,03-Ft2·0,12=0;
RDx=(166,7·0,03+
1012·0,12) /0,09;
RDx=1404Н;
åМDх=0;
RCx·0,09+
Ft1·0,06-Ft2·0,03=0;
RCx=(1012·0,03+166,7·0,06)
/ 0,09;
RCx=337Н.
Назначаем характерные точки 1, 2, 3 и 4 и определяем в
них изгибающие моменты:
М1x=0;
М2x=-RCx·0,03;
М2x=-10Нм;
М3xслева= - RCx·0,09-Ft1·0,06;
М3xслева=-91Нм;
М3xсправа= Ft2·0,03;
М3xсправа=5Нм;
М4у=0.
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.8)
Рис.8
Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.
Крутящий момент
Т1-1=0;
Т2-2=-Т3-3= - T2/2=-4,3Нм;
Т4-4=0.
Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:
; ;
; Н;
; Н.
Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее
опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:
; ; Нм.
Эквивалентный момент:
; ; Нм.
Все рассчитанные значения сводим в табл.5.
Таблица 5
Параметры валов
|
R1, H |
R2, H |
MИ, Нм |
MИэкв, Нм |
Тихоходный вал |
2118 |
774 |
79 |
89 |
Быстроходный вал |
323 |
117 |
12 |
12,5 |
Промежуточный вал |
405 |
1419 |
92,5 |
93 |
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений
проводим по [4]. Обозначения используемых размеров приведены на рис.11.
Рис.9 Сечение
вала по шпонке
Для выходного конца быстроходного вала при d=10 мм
подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=3x3
мм2 при t=1,8мм (рис.9).
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.
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.
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 |
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.
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
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.
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
|