Энергетический и кинематический расчеты привода электрической лебедки

Размещено на http://www.allbest.ru/

24

Энергетический и кинематический расчёты привода электрической лебёдки



Содержание

Введение

1. Определение параметров привода электрической лебёдки

1.1 Определение мощности электродвигателя

1.2 Рациональная разбивка передаточных чисел передач

1.3 Частота вращения валов привода

1.4 Угловые скорости на валах привода

1.5 Мощность на рабочих валах машины

1.6 Вращающие моменты на валах привода

2. Расчёт зубчатых передач при работе механизмов в нестационарных режимах

2.1 Определение допускаемых напряжений

2.2 Методика расчёта цилиндрических зубчатых передач

2.3 Проверка спроектированной передачи на прочность

2.4 Расчёт конических зубчатых передач с прямым зубом

2.5 Геометрические размеры шестерни и колеса

2.6 Средняя окружная скорость

2.7 Силы, действующие в зацеплении

2.8 Фактическое контактное напряжение, МПа

2.9 Фактическое напряжение изгиба, МПа

3. Смазка закрытых передач

4. Расчёт и конструирование валов

5. Расчёт валов

5.1Расчёт входного вала редуктора

5.2 Расчёт среднего вала редуктора

5.3 Расчёт выходного вала редуктора

5.4 Подбор подшипников качения по динамической грузоподъёмности

5.5 Подшипники среднего вала редуктора

5.6 Подшипники выходного вала редуктора

5.7 Тихоходный вал

5.8 Расчёт размеров шестерней и колёс

5.9 Конструирование корпусных деталей

Список использованной литературы



Введение

Схема привода приведена на рис.1

Ррис.1 Привод электрической лебедки: 1-электродвигатель; 2-муфта упругого вида; 3-цилиндро- конический редуктор; 4-жесткая компенсирующая муфта; 5-барабан эл. лебёдки.

Исходные данные: окружное усилие на барабане F = 2.5 кН; скорость перемещения груза ? = 1,2 м/с; диаметр барабана D = 300 мм; навивка на барабане однослойная; срок службы - до полной выработки редуктора.



1. Определение параметров привода электрической лебёдки

1.1 Определение мощности электродвигателя

1 Мощность на рабочем валу машины

N = F?? = 2.5•1.2 = 3 кВт.

2 КПД привода

?=?? ?•?= (0,98)?(0,97)•(0,99)= 0,88

3 Потребная мощность привода

Р =кВт

4 Мощность эл. двигателя

Р> Р= 4.0 кВт.

1.2 Рациональная разбивка передаточных чисел передач

1 Частота вращения рабочего вала

n===76.4 об/мин



2 Ориентировочная разбивка передаточных чисел

u= 2.5 u= 5

3 Ориентировочное число оборотов входного вала привода

n= n? u• u= 76.4? 2.5 • 5= 955 об/мин.

принимаем электродвигатель с синхронной частотой вращения вала

4А112 МВ6 Р = 4,0 кВт n = 950 об/мин.

4 Общее передаточное число привода

u== 12,43

5 Уточняем передаточное число передач привода

u= = 4,97? 5

1.3 Частота вращения валов привода

n= 950 об/мин

n== 380 об/мин

n=об/мин

n= 76,4 об/мин , где

n, n, n, n- частота вращения соответствующих валов.



1.4 Угловые скорости на валах привода

? = с

?= с

?== 7,95с

?== 8 с

1.5 Мощность на рабочих валах машины

1 Мощность на валу эл. двигателя Р = 4,0 кВт

Р1 = Рэ • ?м = 4,0•0,98 = 3,92 кВт

Р2 = Р1 ? ?к.п ? ?под = 3,92• 0,97• 0,99 = 3,76 кВт

Р3 = Р2 ? ?ц.п ? ?под =3,76 • 0,97• 0,99 = 3,61 кВт

Ррв = Р3? ?под • ?м = 3,61• 0,99 •0,98 = 3,50 кВт

1.6 Вращающие моменты на валах привода

Т = ;Н•м

Тэ = = 40,23 Н•м

Т1 = = 39,42 Н•м

Т2 = = 94,54 Н•м

Т3= = 454,09 Н•м

Тр.в= = 437,5 Н•м

Полученные данные расчета сведем в таблицу 1

Таблица 1

Р	Рзнач.кВт	n	nзнач.об/мин	?	?знач. с	Т	Тзнач.Н?м
Рэ	4,0	nэ	950	?э	99,43	Тэ	40,23
Р1	3,92	n1	950	?1	99,43	Т1	39,42
Р2	3,76	n2	380	?2	39,77	Т2	94,54
Р3	3,51	n3	76	?3	7,95	Т3	454,09
Ррв	3,5	nрв	76,4	?рв	8	Тр.в	437,5



2. Расчёт зубчатых передач при работе механизмов в нестационарных режимах

2.1 Определение допускаемых напряжений

1 Выбор материалов для зубчатых колёс

В качестве материала для зубчатых колёс выберем сталь 40 Х (легированная сталь). Способ обработки закалка ТВЧ. Твёрдость поверхности зубьев 50 HRC.

?т = 800 МПа; ?н lim = 17HHRC + 200 МПа; SH = 1,1; ?F lim b = 550 МПа; SF = 1,7; ?нp max = 40 H HRC = 50?40=2000 МПа; ?fp max = 1260 МПа .

2 Выбор допускаемых напряжений для зубчатых колёс

Допускаемые напряжения при расчёте на контактную и изгибную выносливость зубчатых передач определим раздельно для шестерни и колеса по формулам:

?нp = = ·1= 955 МПа

?FP = = = 226 МПа

Коэффициенты долговечности ZN = 1 и YN = 1 т.к. время работы до полной выработки редуктора.

2.2 Методика расчёта цилиндрических зубчатых передач

Исходные данные: Р1 = 3,76 кВт; Р2 = 3,51 кВт; Т1 = 94,54 Н·м; Т2 = 454,09 Н·м; ?1 = 39,77 с; ?2 = 7,95 с.

1 Расчет межосевого расстояния из условия контактной выносливости и износостойкости рабочих поверхностей зубьев

а = КЭ·КП(u+1) , где

КЭ = 1,0 т.к. передача закрытая;

КП = 495 т.к. передача прямозубая;

?bd = 0,4 т.к. НВ1 и НВ2 > 350 и несимметричное расположение опор;

КН = 1,4 Uп.п. = 5

а = 1?495(5+1)= 176,29 мм

2 Нормальный модуль зацепления при минимальном числе зубьев шестерни

m=

m== 2,98

2,98 > 1,5 далее примем m= 3 и вычислим межосевое расстояние из условия изгибной выносливости зубьев колёс:

для прямозубой цилиндрической передачи:

а = mмм

Из полученных значений а и а принимаем наибольшее и округляем его до стандартной величины из рядов.

Примем 178,8 и округлим до 180.

Минимальное значение модуля зацепления m'' при выбранном межосевом расстоянии передачи а :

m= = 3,95

Для дальнейших расчётов передачи примем стандартное значение модуля зацепления зубьев m , соответствующее интервалу m''? m ? m' из рядов. принимаем 3.

4. Определим суммарное число зубьев

z = 120

5. Определим число зубьев шестерни и колеса

z1 = z1 = 20; число 20 удовлетворяет неравенству ,

оно больше 17 , далее рассчитаем число зубьев колеса:

z2 = z- z1 = 120 - 20 = 100

6. Уточним передаточное число передачи:

u` = 5

7. Вычислим геометрические размеры зубчатых колёс (с точностью до 0,001):

а) диаметры делительныe

d= m•z

d= 3•20 = 60 мм d= 3•100 = 300 мм

б) диаметры окружностей вершин d и впадин d зубьев:

d= d+ 2m; d= d- 2,5m

d= 60 + 2•3 = 66 мм d= 300 + 2•3 = 306 мм

d= 60 - 2,5 •3 = 52,5 мм d= 300 - 2,5 •3 = 292,5 мм

г) ширину венцов колёс (округлим по ряду Ra 40):

b= ?•d b= b+ (2…4)

b= 0,4• 60 = 24 мм b= 24 + 2 = 26 мм

округлим по ряду Ra 40 b= 24 мм b= 26 мм .

Проверим условие d+ d= 2 а 60 + 300 = 2 • 180 360 = 360. Условие выполняется .

8. Определим силы в зацеплении колёс (рис. 2)

а) окружная сила

F = = 3151,33 H



б) радиальная сила

F= F• tg ? = 3151,33 • tg 20= 1146,99 Н

9. Определим окружная скорость колёс

? = ?= 1,19 м/с

по окружной скорости назначим степень точности передачи: 9- ая степень.

2.3 Проверка спроектированной передачи на прочность

1.Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость:

?= К

?= 436=836 ? ?НР = 955 МПа

КН = Кн?••Кн?•Кн? = 1,2••1,12••1,04 = 1,4

2. Проверка зубьев колёс на статическую контактную прочность:

?= ? ?

?= 836 • 1,34 = 1120,24 МПа

?= 40 • 50 = 2000 МПа

?? ? условие соблюдается !!!

3.Проверка зубьев колёс на изгибную выносливость:

?F1,2 =

КF = КF?••КF?•КF? = 1,0••1,18••1,04 = 1,23

?F1 = = 202,25 МПа

?F2 = = 193,8 МПа

?F1 ? ?Fр1; ?F2 ? ?Fр2 условие соблюдается в обоих случаях.

4. Проверка зубьев колёс на статическую изгибную прочность:

?= ?F1,2 •< ?

?= 202,25 • 1,8 = 364,05 МПа

?= 193,8 • 1,8 = 348,84 МПа

?= 1260 МПа

?< ? условие соблюдается.

2.4 Расчёт конических зубчатых передач с прямым зубом

Исходные данные: Р1 = 3,92 кВт; Р2 = 3,76 кВт; Т1 = 39,42 Н·м; Т2 = 94,54 Н·м; ?1 = 99,43 с; ?2 = 39,77 с.

Материал: шестерня Сталь 40 ХН Улучшение НВ= 295

колесо Сталь 40 ХН Улучшение НВ= 265

НВ= НВ+ 20…50 = 265 + 30 = 295 условие соблюдается.

Допускаемые напряжения.

1. Допускаемое контактное напряжение, МПа.

[?] =

?= 2HB1 +70 = 2•295+70=660 МПа

?= 2HB2 +70 =2•265+70=600 МПа

Sн = 1,1

Кн = 1 т.к. редуктор работает до полной выработки.

[?]1 = = 600 МПа

[?]2 = = 545 МПа

В качестве расчётного напряжения примем меньшее из этих двух значений

[?]2 = 545 МПа.

2. Допускаемое напряжение изгиба , МПа.

[?] =

?= 1,8•HB1 = 1,8•295= 531 МПа

?= 1,8•HB2 = 1,8•265= 477 МПа

SF = 1,8 КFC = 0,8 КFL = 1



[?]1 = МПа

[?]2 = МПа

2. Внешний делительный диаметр колеса, мм.

d= 1000 = 1000•= 176 мм ,

?bd = = = 0,447

,

- углы делительных конусов шестерни и колеса.

d окончательно примем 180 мм.(по ГОСТ)

3. Число зубьев шестерни Z1 примем 18. Тогда число зубьев колеса Z2 = u • Z1, Z2 = 2,5• 18 = 45

4. Фактическое передаточное число

u= Z2 / Z1 = 45/18 = 2,5

5. Внешний модуль зацепления , мм.

m= d/z= 180/45= 4

6. Внешнее конусное расстояние, мм.

R= d/2 sin ?= 180/2•0,928 = 96,98 мм



7. Ширина венца у колёс , мм.

b = K= 0,285•96,98 = 27,64 мм примем 28 мм.

8. Среднее конусное расстояние ,мм.

Rm = Re - 0,5• b = 96,98 - 0,5 •28 = 82,98 мм

9. Средний модуль зацепления, мм.

mm = me - = 4-= 3,4

2.5 Геометрические размеры шестерни и колеса

1.Внешний делительный диаметр шестерни, мм

d = me • z = 4•18 = 72мм

2. Средние делительные диаметры, мм.

d = mm • z = 3,4•18 = 61,2 мм

d = mm • z = 3,4•45 = 153 мм

3. Внешние диаметры вершин , мм.

d = d+ 2 me •cos ?1 = 72+2•4• cos 21,8= 79,42 мм

d = d+ 2 me •cos ?2 = 180 + 2•4• cos 68,2= 182,97 мм



4. Внешние диаметры впадин ,мм.

d = d- 2,4 me •cos ?1 = 72-2,4•4• cos 21,8= 63,09 мм

d = d- 2,4 me •cos ?2 = 180 - 2,4•4• cos 68,2= 176,44 мм

5. Углы головок и ножек зубьев ,….

?= 2,36 ?= 2,83

6. Углы конусов вершин ,….

?а1= ?1+ ?а = 21,8 + 2,36 = 24,16 ?а2 = ?2+ ?a = 68,2 + 2,36 = 70, 56

7.Углы конусов впадин ,….

?f1= ?1- ?f = 21,8 - 2,83 = 18,97 ?f2 = ?2- ?f = 68,2 - 2,83 = 65,37

2.6 Средняя окружная скорость

? = ?1 м/с

По полученной скорости назначим степень точности изготовления зубчатой передачи - 8 степень точности (см. табл. 1.7. [ Перевязкин Ю.Д. Расчёт закрытых зубчатых и червячных передач: Методические указания к курсовому проектированию .- Архангельск: РИО АЛТИ , 1995.])



2.7 Силы, действующие в зацеплении

Окружные, Н

F1288,24 H F= F= 1288,24 H

радиальные, Н

Fr1 = Ft1•tg? cos?1 = 1288,24• tg20 cos21,8 = 435,16 H

Fr2 = Fa1= 173,97 H

осевые

Fa1 = Ft1•tg? sin?1 = 1288,24• tg20 sin21,8 = 173,97 H

Fa2 = Fr1 = 435,16 H

Коэффициенты К^FB, К^FV, К^HV, учитывающие неравномерности распределения или характер нагрузки , определим по табл. 1.5 и 1.10[ Перевязкин Ю.Д. Расчёт закрытых зубчатых и червячных передач: Методические указания к курсовому проектированию .- Архангельск: РИО АЛТИ , 1995.]

К= 1,1 К= 1,38 К= 1,16

2.8 Фактическое контактное напряжение, МПа

?н = 470



?н = 470= 538,99 МПа

538,99 ? 545 условие соблюдается.

Недогрузка передачи ,%

?= % = %

2.9 Фактическое напряжение изгиба, МПа

?F =

?F = МПа

100 ? 236 условие соблюдается. При проверке на изгиб зубьев закрытой передачи фактическое напряжение оказалось значительно ниже допускаемого , но размеры передачи в этом случае изменять не требуется.



3. Смазка закрытых передач

Сорт масла выберем по кинематической вязкости ? при температуре 50С для зубчатых передач в зависимости от соотношения

Кинематическая вязкость масла = 96 мм/с

Марка масла И-ГТ-А-100

Объём масляной ванны определим из расчёта 0,5-0,8 л на 1кВт передаваемой мощности.

VM.B = 0,6 (P1+P2 +P3) = 0,6 (3,92+3,76+3,61)= 6,8 литра масла.



4. Расчёт и конструирование валов

Валы изготовлены из стали марки: 40 Х ?в = 760 МПа.

Выбрав материал , определим допускаемые напряжения , МПа

на изгиб

[?и] = 85,5 МПа

?-1 = (0,4…0,45) ?в = 0,45• 760= 342 МПа

на кручение

[ ?к] = 0,5[?и] = 0,5• 85,5 = 42,75 МПа

Размещено на http://www.allbest.ru/

24

Рис.1 Эскизная компоновка редуктора

Толщина стенки редуктора

? = 0,05Re + 1 ? 8 ?1 = 0,05• 97 +1 = 5,85 т.к. по условию должно быть ? 8,то примем 8 мм. Толщина крышки корпуса редуктора



?1 = 0,9• ? = 0,9 • 8= 7,2 мм.

Расстояние между шестернёй и стенкой редуктора

с = 1,2• ? = 1,2• 8 = 9,6 мм.

Расстояние от середины конической шестерни до середины подшипника

к1 = b1 /2+ c +20 = 28/2 + 9,6 + 20 = 43,6 мм.

Расстояние между подшипниками

l2 = (1,5…2,0)к1 = 1,5• 43,6 = 65,4 мм.

Расстояние от колеса до подшипника

f = b1 /2 + c + 15…20 = 28/2 + 9,6 + 15 = 38,6 мм.

Ширина редуктора (расстояние между серединами подшипников)

l1 = b1 + b2 + 3с +30 = 28 +24+3• 9,6 +30 = 110,8 мм.

Расстояние от колеса до подшипника

к2 = b1 + b2 /2 + 2с +10 = 28 + 24/2 + 2 • 9,6 +10 = 69,2 мм.



5. Расчёт валов

электрический лебедка механизм вал

5.1 Расчёт входного вала редуктора

Исходные данные: Ft1 = 1288,24H; Fr1 = 435,16 H; Fa1 = 173,97 H; Т1 = 94540 Н•мм dm1 = 61,2 мм; l2 = 65,4 мм; к1 = 43,6 мм.

Используем схему сил в зацеплении. Найдём реакции опор:

Реакции на опорах от сил в горизонтальной плоскости

?Мвг = 0 -RАГ l2 + Fr1 K1- F a1 dm1 /2 = 0

RАГ = (Fr1 K1- F a1 dm1 /2)/ l2 =(435,16• 43,6 - 173,97• 61,2/2)/65,4 = 208,71 Н

?Маг = 0 -RВГ l2 + Fr1(K1+ l2) - Fa1 dm1 /2 = 0

RВГ = (-Fr1 (K1+ l2) + F a1 dm1 /2)/ l2 =- 435,16•(43,6 + 65,4)+ 173,97• 61,2/2)/65,4 = - 643,87 Н.

?Х = 0 - RАГ + RВГ - Fr2 = - 208,71 + 643,87 - 435,16 = 0

Реакции на опорах от сил в вертикальной плоскости

?М АВ = 0 RВВ K1 + Ft1(K1+ l2) = 0

RВВ = Ft1(K1+ l2)/ K1 = 1288,24(43,6 + 65,4)/ 43,6 = 3220,6 H

?М BВ = 0 RAВ K1 - Ft1 l2 = 0

RAВ = Ft1 l2 / K1 = 1288,24• 65,4 / 43,6 = 1932,36 H

?Y = 0 RAВ - RВВ + Ft1 = 1932,36 - 3220,6 + 1288,24 = 0

2.Изгибающие моменты

Изгибающие моменты от сил в горизонтальной плоскости. в опоре В

МИГВ = - RАГ l2 = -208,71• 65,4 = - 13649,63 Н•мм



в сечении 1

МИГ1 = - RАГ (K1+ l2) - RВГ K1 = - 208,71(43,6 + 65,4) + 643,87•43,6 = 5323,34 Н•мм

Изгибающие моменты от сил в вертикальной плоскости. в опоре В

МИВВ = RАВ l2 = 1932,36• 65,4 = - 126376,34 Н•мм

Построим эпюры изгибающих моментов.

Размещено на http://www.allbest.ru/

24

Рисунок 1 Эпюры изгибающих моментов.

3. Суммарные реакции на опорах

RA = Н

RВ = Н

4. Суммарные изгибающие моменты.

в опоре В

МИВ = Н•мм

в сечении 1

МИ1 = Н•мм

Построим эпюры суммарных изгибающих , крутящих и эквивалентных моментов.

5.Эквивалентные моменты.

в опоре В

МVВ = Н•мм

в сечении 1

МV1 = Н•мм



Построим эпюру (см. рисунок)

Размещено на http://www.allbest.ru/

24

Рисунок 2 Эпюры суммарных изгибающих , крутящих и эквивалентных моментов.

6. Диаметры быстроходного вала.

Определяем диаметр входного конца вала под муфту. Рассчитаем диаметр по крутящему моменту.

dM = 16,64 мм

т.к. вал в сечении имеет шпоночную канавку то полученный диаметр для компенсации ослабления увеличим на 5% (+ 5% = 17,47 мм) и округлим до стандартного примем 18 мм (ГОСТ 12080-66)

Диаметр вала под подшипник в опоре В

dП 1 = 24,97 мм

т.к. последняя цифра размера диаметра подшипника должна быть 0 или 5 , то примем dП 1 = 25 мм.

Диаметр вала под колесо

dШ 1 = 16,69 мм

т.к. вал в сечении имеет шпоночную канавку то полученный диаметр для компенсации ослабления увеличим на 5% (+ 5% = 17,55 мм) и округлим до стандартного примем 18 мм (ГОСТ 12080-66)

5.2 Расчёт среднего вала редуктора

Исходные данные: Ft2 = 1288,24H; Fr2 = 173,97 H; Fa2 = 435,16 H;

Ft3 = 3151,33 H; Fr3 = 1146,99 H; Т2 = 94540 Н•мм;

dm2 = 153 мм; l1 = 110,8 мм; к2 = 69,2 мм; f = 38,6мм.

Пользуясь схемой сил в зацеплении. Находим расстояние от середины шестерни прямозубой передачи до опоры D

к3 = 1₁- к 2 = 110,8 - 69,2 = 41,6 мм

1. Находим реакции опор.

Реакции на опорах от сил в горизонтальной плоскости.



?МDГ = 0 - Rc_гl₁ + F_r2(1₁ - f) + Fa2•dm1/2 - F_r3•к3 = 0

Rcг= (-F_r3•к3 + Fa2•dm1/2 + F_r2(1₁ - f))/ l1 = (-1146,99•41,6 + 435,16•153/2 + 173,97•(110,8 - 38,6))/ 110,8 = - 16,83 Н

?МсГ = 0; - R_DГl₁ + F_r3к2 - F_r2f + F_a2d_m2/2 =0

RDГ =(F_r3к2 + F_a2d_m2/2 - F_r2f)/ l₁ = (1146,99•69,2 + 435,16•153/2 - 173,97•38,6) / 110,8 = 956,19 H

?X = 0 Rcг - RDГ - F_r2+F_r3= - 16,83 - 956,19 - 173,97 + 1146,99 = 0

Реакции на опорах от сил в вертикальной плоскости.

?МDB = 0; - RCBl₁ + F_t2(1₁ - f) + F_t3 к3 = 0

RCB = (F_t2(1₁ - f) + F_t3 к3) /1₁ = (1288,24(110,8-38,6)+ 3151,33 • 41,6) / 110,8 = 2022,62 Н

?МСB =0; R_DB1₁- F_t3• к2 - F_t2•f = 0

R_DB=(F_t3•к2 - F_t2•f)/1₁ = (3151,33 • 69,2 + 1288,24•38,6)/110,8 = 2416,95 Н

?Y = 0 RCB + R_DB- F_t2-F_t3 = 2022,62 + 2416,95 - 1288,24 - 3151,33 = 0

2. Изгибающие моменты

Изгибающие моменты от сил в горизонтальной плоскости .

сечение 1 слева

М_ИГ1л = RСГ f = -16,83•38,6 = -649,64 Н•мм

сечение 1 справа

М_ИГ1пр = - RDГ (l1 - f) + F_t3 (к2 - f) = -956,19(110,8-38,6)+1146,99(69,2-38,6)= -33939,02 Н•мм

в сечении 2



М_ИГ2 = -R_DГ • к3 = -956,19•41,6 = -39777,5 Н•мм

Изгибающие моменты от сил в вертикальной плоскости .

сечение 1

М_ИВ1 = RCB •f = 2022,62•38,6 = 78073,13 Н•мм

Сечение 2

М_ИВ2 = R_DB• к3= 2416,95•41,6 = 100545,12 Н•мм

По полученным данным строим эпюры изгибающих моментов (рис.3).

3. Суммарные реакции на опорах

Rc =2022,69 Н

RD=2599,22 Н

4. Суммарный изгибающий момент.

в сечении 1 слева.

МИ1л = 78075,83 Н•мм

в сечении 1 справа.

М_И1пр= 85130,9 Н•мм

в сечении 2

М_И2 =108127,57 Н•мм



Размещено на http://www.allbest.ru/

24

Рисунок 3 Эпюры изгибающих моментов

По полученным данным строим эпюру суммарных изгибающих моментов. Так же строим эпюру крутящих моментов. (рис.4)

5. Эквивалентные моменты .

в сечении 1 слева.

МV1л = 78075,83 Н•мм

в сечении 1 справа.



МV1пр=127220,6 Н•мм

в сечении 2 .

М_V2=143629,33 Н•мм

Строим эпюру эквивалентных моментов.(рис.4).

Размещено на http://www.allbest.ru/

24

Рисунок 4 Эпюры суммарных изгибающих и крутящих моментов.



6. Диаметры среднего вала.

Определяем диаметр вала под колесо конической передачи

dк2 = 24,60 мм

т.к. вал в сечении имеет шпоночную канавку то полученный диаметр для компенсации ослабления увеличим на 5% (+ 5% = 25,83 мм) и округлим до стандартного примем 28 мм (ГОСТ 12080-66)

Диаметр вала под шестерню в сечении 2 .

dШ 2 = 25,61 мм

т.к. вал в сечении имеет шпоночную канавку то полученный диаметр для компенсации ослабления увеличим на 5% (+ 5% = 26,89 мм) и округлим до стандартного примем 28 мм (ГОСТ 12080-66)

Диаметр вала под подшипник примем d_n2 = 25 мм т.к. последняя цифра размера диаметра подшипника должна быть 0 или 5 .

5.3 Расчёт выходного вала редуктора

Исходные данные: Fr4 = 1146,99 H; Ft4 = 3151,33 H; Т3 = 454090 Н•мм;

l1 = 110,8 мм; к2 = 69,2 мм; к3 = 41,6мм.

1. Находим реакции опор.

Реакции на опорах от сил в горизонтальной плоскости.

?М_ЕГ = 0 R_FГ•l₁-F_r4 •к2 = 0 R_FГ=F_r4•к₂/1₁=1146,99•69,2 / 110,8 = 716,35 H

?М_FГ=0;-R_EГ•l₁+F_r4•к3 =0 R_EГ =F_r4 • к3 / l₁= 1146,99•41,6 / 110,8 = 430,64Н

? Х = 0; R_FГ + R_EГ - F_r4 = 716,35+430,64-1146,99=0



Реакции на опорах от сил в вертикальной плоскости.

? M_EB = 0; - R_FB• 1₁ - F_t4• к₂ = 0

R_FB = F_t4• к₂/1₁ = 3151,33• 69,2 / 110,8 = 1968,16 H

?M_FB=0; -R_EB•1₁+F_t4•к3 =0

R_EB= F_t4•к3/1₁ = 3151,33•41,6 / 110,8 = 1183,17 H

?Y = 0; R_FB +R_EB- F_t4 = 1968,16+1183,17-3151,33 = 0

2. Изгибающие моменты

Изгибающие моменты от сил в горизонтальной плоскости .

сечение 1

М_ИГ1= R_EГ• к₂ = 430,64•69,2 = 29800,29 Н•мм

Изгибающие моменты от сил в вертикальной плоскости .

сечение 1

М_ИВ1 = -R_EB • к₂ = -1183,17• 69,2 = - 81875,36 Н•мм

3. Суммарные реакции на опорах

R_E = 1259,1 Н

R_F= 2094,47 Н

4. Суммарный изгибающий момент.

в сечении 1



МИ1 =87129,97 Н•мм

По полученным данным строим эпюру суммарных изгибающих и крутящих моментов.

5. Эквивалентные моменты .

в сечении 1

М_V1=462373,6 Н•мм

Строим эпюру эквивалентных моментов.(см. выше)

6. Диаметры ведомого вала.

Диаметр вала под колесо в сечении 1 .

d_K3 = 37,82 мм

т.к. вал в сечении имеет шпоночную канавку то полученный диаметр для компенсации ослабления увеличим на 5% (+ 5% = 39,71 мм) и округлим до стандартного примем 40 мм (ГОСТ 12080-66)

Диаметр вала под подшипник и муфту .

d_M2 = 37,59 мм.

т.к. вал в сечении имеет шпоночную канавку то полученный диаметр для компенсации ослабления увеличим на 5% (+ 5% = 39,47 мм) и округлим до стандартного примем 40 мм (ГОСТ 12080-66)

Назначаем диаметр под подшипник d_n3 = 40 мм. т.к. последняя цифра размера диаметра подшипника должна быть 0 или 5 .

Уточнение диаметров валов.

После того, как начертили эскизы валов, назначим их диаметры:

Входной вал редуктора: dм1 = 18 мм; dп1 = 30 мм; dш1 = 18 мм;

Средний вал редуктора: dк2 = 28 мм; dп2 = 25 мм; dш3 = 28 мм;

Выходной вал редуктора: dм2 = 40 мм; dп3 = 50 мм; dк4 = 56 мм.

5.4 Подбор подшипников качения по динамической грузоподъёмности

Подшипники входного вала

Исходные данные:

R_A = 1943,6 Н; R_B=3284,33 H; F_a1= 173,97 Н; d_п1 = 30 мм; n1 = 950 об/мин .

Подберём типоразмер подшипника. Подбор подшипников выполним для наиболее нагруженной опоры .Так как < 0,35 осевая нагрузка значительно меньше радиальной , выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии № 306 по таблице 3.11 (Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И. , Микловцик Н.Ю. Подшипники. Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие .- Архангельск:Издательство АГТУ, 2004.) , у которых динамическая грузоподъёмность С = 28100 Н , а статическая С₀ = 14600 Н.

1. Параметры осевого нагружения .

Находим путём линейной интерполяции значение е . где е - параметр осевой нагрузки.



, отсюда y =

e = = 0,18

Сравниваем отношение с параметр осевого нагружения e =0,18 Т.к. < e =0,18 то по таблице 3.8. (Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И. , Микловцик Н.Ю. Подшипники.Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие .- Архангельск:Издательство АГТУ, 2004.) принимаем X = 1 , Y = 0.

2. Определяем эквивалентную нагрузку.

P = (VXR_B + YF_а1)K?K_T=(l • 1 • 3284,33 + 0•173,97) • 1,3• 1 = 4269,63 Н

где V- коэффициент , учитывающий , какое из колец подшипника вращается.

Вращается внутреннее кольцо V = 1

К?-коэффициент безопасности, K_? =1,3 .

К_т- температурный коэффициент , при температуре работы подшипника до 100С, К_т=1

3. Определяем долговечность наиболее нагруженного подшипника.

L= aч

Долговечность выбранного подшипника оказалась значительно меньше рекомендуемой (10000...36000 ч), поэтому принимаем подшипник тяжёлой серии № 406 , для которого С = 47000 Н; С₀ = 26700 Н.

Т.к. отношение осевой нагрузки к радиальной остаётся прежним , то значения коэффициентов радиальной , осевой и эквивалентной нагрузок не изменяются , то

L= aч

Долговечность подшипников соответствует рекомендуемым значениям для зубчатых редукторов 10000...36000 ч,

Параметры выбранного подшипника № 406. d = 30 мм D = 90 мм В = 23 мм r = 2,5 мм

5.5 Подшипники среднего вала редуктора

Исходные данные: R_С = 2022,69 Н; R_D =2599,22 H; F_a2 = 435,16 Н; d_п2 = 25 мм; n2 = 380 об/мин .

Подберём типоразмер подшипника. Подбор подшипников выполним для наиболее нагруженной опоры .Так как < 0,35 осевая нагрузка значительно меньше радиальной , выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии № 305 по таблице 3.11 (Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И. , Микловцик Н.Ю. Подшипники. Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие .- Архангельск:Издательство АГТУ, 2004.) , у которых динамическая грузоподъёмность С = 22500 Н , а статическая С₀ = 11400 Н.

1. Параметры осевого нагружения .

по таблице 3.8. (Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И. , Микловцик Н.Ю. Подшипники. Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие .- Архангельск:Издательство АГТУ, 2004.) находим путём линейной интерполяции значение е .

где е - параметр осевого нагружения.

, отсюда y =

e = = 0,23

Сравниваем отношение с параметр осевого нагружения e =0,23 Т.к. < e =0,23 то по таблице 3.8. (Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И. , Микловцик Н.Ю. Подшипники.Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие .- Архангельск:Издательство АГТУ, 2004.) принимаем X = 1 , Y = 0.

2. Определяем эквивалентную нагрузку.

P = (VXR_D + YF_а2)K?K_T=(l • 1 • 2599,22 + 0•435,16) • 1,3• 1 = 3378,99 Н

где V- коэффициент , учитывающий , какое из колец подшипника вращается . вращается внутреннее кольцо V = 1

К?-коэффициент безопасности, K_? =1,3.

К_т- температурный коэффициент, при температуре работы подшипника до 100С, К_т=1

3. Определяем долговечность наиболее нагруженного подшипника.

L= aч



Долговечность подшипников соответствует рекомендуемым значениям для зубчатых редукторов 10000...36000 ч,

Параметры выбранного подшипника № 305. d = 25 мм D = 62 мм В = 17 мм r = 2,0 мм

5.6 Подшипники выходного вала редуктора

Исходные данные: R_Е = 1259,1 Н; R_F =2094,47 H; F_a3 = 0 Н; d_п3 = 50 мм; n3 = 7,95 об/мин .

Подберём типоразмер подшипника. Т.к.осевые силы отсутствуют , то можно принять шарикоподшипники лёгкой серии № 110 таблице 3.11 (Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И. , Микловцик Н.Ю. Подшипники. Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие .- Архангельск:Издательство АГТУ, 2004.) , у которых динамическая грузоподъёмность С = 21600 Н , а статическая С₀ = 13200 Н.

1. Параметры осевого нагружения

Т.к. осевые силы отсутствуют принимаем X = 1 , Y = 0.

2. Определяем эквивалентную нагрузку.

P = (VXR_F + YF_а3)K?K_T=(l • 1 • 2094,47 + 0•0) • 1,3• 1 = 2722,81 Н

где V- коэффициент , учитывающий , какое из колец подшипника вращается . вращается внутреннее кольцо V = 1

К?-коэффициент, K_? =1,3 .

К_т- температурный коэффициент, при температуре работы подшипника до 100С, К_т=1

3. Определяем долговечность наиболее нагруженного подшипника.



L= aч

Долговечность подшипников соответствует рекомендуемым значениям для зубчатых редукторов 10000...36000 ч,

Параметры выбранного подшипника № 110. d = 50 мм D = 80 мм В = 16 ммr = 1,5 мм

Выбор шпонок.

Для соединения зубчатых колес с валами и передачи между ними крутящего момента , принимаем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 , допускаемое напряжение на смятие [?]_CM =130 МПа Длину шпонок принимаем на 5 ...10 мм короче длины ступиц деталей, закрепляемых на валах. Условие прочности при расчете на смятие.

? _CM = 2T/d(h-t₁)(l-b)<[ ?]_{CM ,} где

Т - крутящий момент Н•мм

d - диаметр вала .

h - высота шпонки,

t - глубина паза вала.

l - длина шпонки,

b - ширина шпонки .

Шпонка под муфту входного вала 6x6x50

?СМ = 2 • 39420 / (18 • (6 - 3,5) • (50 - 6)) = 39,8 МПа

?СМ < [?]_CM =130 МПа

Шпонка под коническую шестерню 6x6x22

?СМ = 2• 39420 / (18 • (6 - 3, 5) • (22 - 6)) = 109,5 МПа

?СМ < [?]_CM =130 МПа

Шпонка под колесо конической передачи 8x7x32

?СМ = 2 • 94540 / (28 • (7 - 4) • (32 - 8)) = 93,8 МПа

?СМ < [?]_CM =130 МПа

Шпонки под шестерню цилиндрической передачи 8x7x32

?СМ = 2 • 94540 / (28 • (7 - 4) • (32 - 8)) = 93,8 МПа

?СМ < [?]_CM =130 МПа

Шпонки под колесо цилиндрической передачи 16x10x70

?СМ = 2 • 454090 / (56 • (10 - 6) • (70 - 16)) = 75,1 МПа

?СМ < [?]_CM =130 МПа

Шпонка под муфту выходного вала . 12x8x100

?СМ = 2 • 454090/(40 • (8-5) • (100-12)) = 86 МПа

?СМ < [?]_CM =130 МПа

Следовательно, все шпоночные соединения удовлетворяют условиям прочности

Таблица 1. Параметры выбранных шпонок и пазов.

Место устоновки	b, мм	h, мм	l, мм	t1, мм	t2, мм
Муфта	6	6	50	3,5	2,8
Конич.шестерня	6	6	22	3,5	2,8
Конич.колесо	8	7	32	4,0	3,3
Цилиндр.шестерня	8	7	32	4,0	3,3
Цилиндр.колесо	16	10	70	6,0	4,3
Муфта вых.вала	12	8	100	5,0	3,3

Подбор муфт.

Для соединения редуктора с электродвигателем выберем упругую муфту с торообразной оболочкой по ГОСТ Р 50892-96.

Муфту подберём по расчётному крутящему моменту и диаметрам соединяемых концов валов.

Тр = Кр •Т = 3 •40,23 = 120,69 Н •м Тр < [Т] =125 Н •м

dэл.двиг. = 32 мм; dвала. = 18 мм;

Муфта 1-125-32-1-18-1 ГОСТ Р 50892-96

Основные размеры: D = 180 мм; L = 230 мм; l1 = 63 мм; l2 = 82 мм.

Для соединения редуктора с барабаном выберем кулачково-дисковую муфту по ГОСТ 20720-93 .

Муфту подберём по расчётному крутящему моменту и диаметрам соединяемых концов валов.

Тр = Кр •Т = 3 •454,09 = 1362,27 Н •м Тр < [Т] = 1600 Н •м

dвала. = 40 мм; dвала барабана. = 55 мм;

Муфта 1600-40-1-55-1 ГОСТ 20720-93

Основные размеры: D = 250 мм; L = 305 мм; l1 = 110 мм; l2 = 110 мм.

Проверочный расчет вала.

Проверочный расчет сводится к определению фактического коэффициента запаса прочности в опасном сечении вала.

Общий коэффициент запаса прочности

n = >[n].

где n ? и n ? - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно.

n ? =; n ? =

[n] - требуемый коэффициент запаса прочности, для редукторных валов рекомендуется [n] = 2.5...3.0; - предел выносливости при симметричном цикле изгиба. = 342 МПа



5.7 Тихоходный вал

Сечение под серединой колеса. Диаметр вала в этом сечении 56 мм Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза с размерами b = 16 мм и t = 6 мм. Принимаем по таблицам коэффициенты концентрации напряжений k_? = 1,75 и k? =1,5 и определяем масштабные факторы ?? = 0,70 и ?? = 0,70 Для стали 40Х с пределом прочности ?_В = 760 МПа коэффициенты ?? = 0,1 и ?? = 0,05

Суммарный изгибающий момент в сечении М = 87129,97 Н•мм

Крутящий момент в этом сечении Т= 454090 Н•мм

1. Момент сопротивления изгибу

W== = 15089,46 мм³

2. Амплитуда нормальных напряжений изгиба

?_а = = = 5,77 МПА

3. Среднее напряжение при изгибе ?_m = 0.

4. Момент сопротивления кручению

Wp= = = 32321,78 МПа

5. Амплитуда и среднее напряжение цикла

?а = ?m = = = 7,02 МПа



6. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

n ? == = 24

[ n ?]= 24 > [ n ] = 3,0

7. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

n ? = = = 10

[ n ?]= 10 > [ n ] = 3,0

8. Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения.

n = = . = 9,4

n = 9,4 > [ n ] = 3,0

9. Сечение в месте перехода от диаметра d = 56 мм -участка для насадки колеса , к диаметру d =50 мм участку насадки подшипника. Концентрация напряжений обусловлена наличием галтели. Изгибающий момент в данном сечении М_и = 87129,97 Н•мм

Проверим запас прочности по касательням напряжениям.

1. Момент сопротивления сечения при кручении.

W_P= = = 24531,25 мм³



2. Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений при значении крутящего момента Т =454090 Н•мм

?а = ?m = = = 9,26 МПа

3. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

n ? = = = 7,9

[ n ? ]= 7,9 > [ n ] = 3,0

Коэффициенты запаса прочности в обоих рассматриваемых сечениях больше требуемых.

5.8 Расчёт размеров шестерней и колёс

1. Длина ступиц колёс .

Учитывая расчёт шпонок принимаем длины ступиц равную ширине колёс: Шестерня конической передачи 1_СТ1 = 27 мм

Колесо конической передачи 1_СТ2 = 38 мм

Шестерня прямозубой передачи 1_СТЗ= 38 мм

Колесо прямозубой передачи 1_СТ4= 78 мм

2. Наружный диаметр ступицы .

Шестерня конической передачи d_CT1 =l,6•d_ш1 = 1,6•18 = 29 мм

Колесо конической передачи d_CT2 =l,6•d_K2 = 1,6•28 = 45 мм

Шестерня прямозубой передачи d_CT3 =l,6•d_ш3 = 1,6•28 = 45 мм

Колесо прямозубой передачи d_СТ4 =l,6•d_K4 = 1,6•56 = 90 мм

3. Толщина обода колеса .

Шестерня конической передачи S _Ш1 = 2,5 •m_e + 2 = 2,5 •4+ 2 = 12 мм

Колесо конической передачи S _К2 = 2,5 •m _е + 2 = 2,5 • 4+ 2 = 12 мм

Шестерня прямозубой передачи S _Ш3 = 2,5m_N + 2 = 2,5 • 3+ 2 = 9,5 мм Принимаем S _Ш3 = 10 мм

Колесо прямозубой передачи S _К4 = 2,5m_N + 2 = 2,5 •3+ 2 = 9,5 мм

Принимаем S _Ш3 = 10 мм

4.Толщина диска .

Шестерня конической передачи С = 1,5 • S _Ш1 = 1,5 • 12 = 18 мм

Колесо конической передачи С = 1,5 • S _К2 =1,5 • 12 = 18мм

Шестерня прямозубой передачи С = 0,35 • b = 0,35 • 26 = 9,1 мм

Принимаем С= 10 мм

Колесо прямозубой передачи . С = 0,35 • b = 0,35 • 24 = 8,4 мм

Принимаем С= 10 мм

5. Торец зубчатого венца для конической передачи .

Для шестерни С₀ = 10 мм Для колеса С₀ = 10 мм

6. Размер фаски .

Для конических колёс размер фаски f= 0,5m = 0,5 • 4 = 2

Принимаем f= 2x45

Для прямозубых колёс размер фаски f = 0,5m = 0,5 • 3 = 1,5

Принимаем f = 1,5 х 45

5.9 Конструирование корпусных деталей

Соотношение размеров основных элементов корпуса из чугуна.

1. Толщина стенки корпуса редуктора .

Из компоновки редуктора ? = 8 мм

2. Толщина крышки корпуса редуктора .

Из компоновки редуктора ? 1 = 7,2 мм

3.Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса .



b = 1,5 • ? 1 = 1,5 •7,2 = 10,8 мм

4. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса .

b1 = 1,5 • ? = 1,5 •8= 12 мм

5. Толщина нижнего пояса основания.

bн =2,5 • ? = 2,5 •8= 20мм

6.Толщина рёбер основания

р = 0,95 • ? = 0,95 •8 = 7,6 мм

7.Толщина рёбер крышки

р1 = 0,95 • ?1 = 0,95 •7,2 = 6,84 мм

8. Зазор

1. Между стенкой корпуса и зубчатым колесом

? 2 = 0,8 • ? = 0,8 •8 = 6,4 мм

2.Между диаметром вершин зубьев колеса и стенкой корпуса

? 3 = 1,2 • ? = 1,2 •8 = 9,6 мм



3. Между диаметром вершин зубьев колеса и днищем корпуса

? 4 = 4 •m = 4 •4 = 16 мм

9. Диаметр фундаментных болтов .

d = 0,04 •a_w + 10 = 0,04 •180 + 10 = 17,2 мм

Принимаем М 18

10. Диаметр болтов:

у крышки подшипников

d₁ = 0,63d = 0,63 •18 = 11,34 мм

Принимаем М 12

соединяющих основание корпуса с крышкой

d₂=0,5 •d = 0,5 •18 = 9мм

Принимаем М 10

крепящих смотровую крышку

d₃ =0,35 •d = 0,35 •18 = 6,3 мм

Принимаем М 8

Редуктор подберём по справочнику Анурьев В.И.Справочник конструктора-машиностроителя. Так как в нашем расчёте межосевое расстояние равно а= 180 мм , то выберем редуктор типоразмера КЦ 1-200 который имеет следующие габаритные размеры: а= 200 мм; А1 = 85мм; А2 = 375мм; А3 = 250 мм; L = 900 мм; L1 = 480 мм; Н = 435 мм; Н1 = 225 мм; В = 200 мм; l = 110 мм; S = 20 мм . Отверстия: число 4; d = 17 . Масса не более 186 кг.



Список использованной литературы

1. Анурьев В.И.Справочник конструктора-машиностроителя .В 3-х томах . -М.:Машиностроение,1978.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для вузов.- М.: Высшая школа, 1985.

3. Кудрявцев В.Н. Детали машин: Учебник для вузов .- Л.: Машиностроение.1980.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для техникумов . - М.: Высшая школа, 1984.

5. Левятов Д.С., Соскин Г.Б. Расчёты и конструирование деталей машин:Учебник для СПТУ.- М.: Высшая школа, 1985.

6. Сметанин А.С., Дундин Н.И., Костылева Н.Н.Энергетический и кинематический расчёты привода: Задания и методические указания к курсовому проектированию. .- Архангельск: РИО АЛТИ , 1990.

7. Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И. , Микловцик Н.Ю. Подшипники. Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие .-Архангельск:Издательство АГТУ, 2004.

8. Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И. , Микловцик Н.Ю.Валы и оси. Муфты. Шпоночные и шлицевые соединения: Учебное пособие .- Архангельск:Издательство АГТУ, 2003.

9. Перевязкин Ю.Д. Расчёт закрытых зубчатых передач: Методические указания к курсовому проектированию.- Архангельск: РИО АЛТИ , 1995.

10. Богданов Е.А. , Сметанин А.С., Костылева Н.Н., Орленко Е.О. Конструирование деталей передач: Методические указания к курсовому проектированию. .- Архангельск: РИО АЛТИ , 1992.

Размещено на Allbest.ru