САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра машиноведения и деталей машин

Курсовая работа

«УЗЕЛ РЕДУКТОРА ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА»

Исполнитель:

студентка гр. 2856/1

Касимова Е.К.

Преподаватель:

Ружков В.А

Санкт-Петербург

2010

Оглавление

Техническое задание

Введение

1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА

1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя

1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах

1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

1.4.1 Выбор муфты

1.4.2 Проектировочный расчёт валов

1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения

1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

1.5 Геометрический расчёт параметров зубчатых колёс

Литература

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Выполнить анализ параметров электромеханического привода и разработать эскизный проект с целью

минимизации габаритов редуктора в результате

рационального выбора материалов зубчатых колёс и других деталей.

Привод состоит из

электродвигателя,

клиноременной передачи,

двухступенчатого цилиндрического редуктора по развёрнутой схеме (или по соосной схеме) с раздвоением мощности (или без раздвоения мощности) на входном (или на выходном валу),

зубчатой муфты на выходном валу редуктора.

Характер производства крупносерийный.

Привод реверсивный.

Номинальный крутящий момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим =1500 НЧм;

Частота вращения выходного вала редуктора nим =80 об/мин;

Синхронная частота вращения вала электродвигателя nс =3000 об/мин;

Расчётный ресурс L=8000 час.

ВВЕДЕНИЕ

Цель анализа работоспособности механизма в данной работе – разработка проекта узла привода редуктора минимально возможных габаритов, находящегося в составе электромеханического привода.

Средство достижения этой цели – рациональное применение объёмного и поверхностного упрочнения зубьев зубчатых передач.

Способ – расчётная оценка работоспособности деталей зубчатых зацеплений и других деталей редуктора с учётом ограничений, обусловленных их взаимодействием с другими деталями и узлами редуктора и привода в целом.

В работе представлены результаты оценки диаметров выходного вала редуктора с учётом установки на нём зубчатой муфты. Конструктивно определены внутренние диаметры подшипников, выполнен предварительный выбор типа и номера подшипников всех валов, определены межосевые расстояния и геометрический расчёт параметров зубчатых передач.

1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА

электромеханический привод редуктор габариты

Результат данного этапа работы – выбор электродвигателя; значения передаточных чисел, крутящих моментов, частоты вращения валов; значения допускаемых контактных напряжений зубчатых колёс и межосевых расстояний (рис.1).

1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя

Мощность, которая должна быть передана исполнительному механизму, вычисляется по формуле

РИМ = ТИМ wИМ, (1.1)

где ωим – угловая скорость, рад/с.

Угловая скорость вычисляется по формуле

ωим=π·nим/30 (1.2)

ωим=3,14·80/30=8,37 рад/с

Подставляя полученную величину в формулу (1.1) получим

Pим=1500·8,37 =12560 Вт

Мощность электродвигателя можно вычислить по формуле

Pэл= Pим/ηпр, (1.3)

где Pэл – мощность электродвигателя, Вт; ηпр – коэффициент полезного действия привода.

ηпр= (ηрп·ηп·ηзп)(ηзп ·ηп)(ηп·ηм), (1.4)

где ηрп – КПД ременной передачи; ηп - КПД подшипников качения вала; ηзп – КПД зубчатой передачи быстроходного и тихоходного валов соответственно; ηм – КПД муфты.

Выбираем ηрп=0,95;

ηп=0,99;

ηзп=0,99;

ηм=0,99.

Подставив выбранные значения КПД в формулу (1.4), получаем

ηпр=0,95∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99=0,894

Воспользовавшись формулой (1.3), находим мощность электродвигателя

Pэд=12560/0,894=14049 Вт

Выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель переменного тока так, что бы номинальная мощность была больше, чем мощность электродвигателя с синхронной частотой nc=3000 об/мин.

Технические характеристики двигателя

По справочнику:

Выбран электродвигатель марки 4А160S2;

паспортная мощность РЭД = 15,0 кВт ;

синхронная частота nс = 3000 об/мин;

частота двигателя nдв= 2940 об/мин;

отношение пускового момента к номинальному моменту ТП / ТН =1,4;

диаметр присоединительного участка вала ЭД dЭД =42 мм,

длина присоединительного участка вала ЭД lЭД =110 мм.

1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

Общее передаточное отношение привода вычисляется по формуле

iпр=nдв/nим, (1.5)

где nдв – асинхронная частота вращения двигателя, об/мин;

iпр – общее передаточное отношение привода.

Подставив численные значения, получим

iпр=2940/80=36,25

Для нахождения передаточного отношения редуктора назначим iрп =2

и воспользуемся формулой

iпр= iрп·iрд, (1.6)

где iрд – передаточное отношение редуктора.

Преобразуя (1.6), получим

iрд= iпр/iрп =36,25/2=18,12 (1.7)

Передаточное отношение редуктора так же можно выразить через формулу

iрд=uб·uт, (1.8)

где uб и uт – передаточные отношения быстроходного и тихоходного валов соответственно.

Значение передаточного отношения тихоходного вала вычисляем по формуле

uт= (1.9)

Преобразуя формулу (1.8) и подставляя полученные ранее численные значения, получаем

uб= iрд/ uт=18,12/4=4,53 (1.10)

Стандартизуем рассчитанные передаточные отношения: uб=5, uт=4.

Уточняем передаточное отношение ременной передачи по формуле

iрп= iпр / (uб·uт)=36,25/(4*5)=1,81

1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах

Угловая скорость

входного вала редуктора wВВх= wим uт uб = 8,37* 20 = 167,4 1/с;

промежуточного вала wПР= wим uт = 8,37*4 =33,48 1/с;

Мощность Рi, передаваемую каждым валом, зубчатыми колёсами и шестернями определяем согласно принятым значениям частных КПД, входящих в соотношение (1.4):

Рi = Рим/ hi ,

где hi – КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.

Крутящие моменты Т i определяются по значению передаваемой мощности Рi и угловой скорости данного вала wi :

Т i = Рi / wi .

С помощью следующих формул найдем численные значения частот вращения первого и второго валов

n1= nдв/ iрп=2940/1,81=1624 об/мин (1.11)

n2= n1/ uб=1624/5=325 об/мин (1.12)

Для вычисления мощностей первого и второго валов воспользуемся формулами

P1=Pэл·ηрп=14037·0,95=13335 Вт (1.13)

P2=P1·ηпк·ηзпб =13335·0,99·0,99=13070 Вт (1.14)

Вычислим крутящие моменты валов по формуле

Ti= Pi/ωi, (1.15)

ωi=π·ni/30 (1.16)

где i=1; 2; эл.

Преобразуя формулы (1.15) и (1.16), получим

Ti= Pi·30/(π·ni) (1.17)

Tэл= Pэл·30/(π·nэл)=14037·30/(3,14·2940)=45,57 Н·м

T1= P1·30/(π·n1)= 13335·30/(3,14·1600)=79,65 Н·м

T2= P2·30/(π·n2)= 13070·30/(3,14·320)=390,38 Н·м

Таблица 1

Энерго-кинематические параметры элементов привода

	Мощность, Вт	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, рад/с	Момент, Нм	Передаточное число
Исполнительный механизм	12555	80	8,37	1500
Муфта выходного вала	12681	80	8,37	1515
Зубчатое колесо выходного вала	12809	80	8,37	1530	uт=4
Шестерня промежуточного вала	12939	320	33,48	386
Зубчатое колесо промежуточного вала	13070	320	33,48	390,38	uб=5
Шестерня входного вала	13202	1600	167,4	78,86
Входной вал редуктора	13335	1600	167,4	79,65	iрп=1,84
Вал электродвигателя	14037	2940	308	45,57

Пример расчёта параметров условий работы шестерни промежуточного вала

Угловая скорость wПР= 33,48 /с;

2. Значение h I = h зпhпк∙hм = 0,99∙0,99∙0,99= 0.97 ;

где h I – КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.

3. Мощность Р Ш-ПР, передаваемая шестерней промежуточного вала

Р Ш-ПР = Р ИМ/h I = 12555/0.97 = 12939 Вт;

4. Момент ТШ-ПР, передаваемый шестерней промежуточного вала

ТШ-ПР = Р Ш-ПР/ wПР= 12939/33,48 = 386 Нм.

1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

1.4.1 Выбор муфты

Наибольший расчётный момент на выходном валу не должен превышать допускаемого для данного номера муфты момента М кр

k TИМ Ј М кр, (1.18)

где k - коэффициент перегрузки привода; для транспортёров, компрессоров и воздуходувок, центробежных насосов k = 1,25 ... 2. Принимаем к=2. Как правило, k < ТП/ ТН. В данном случае

М кр ≥ 2∙1500=3000 Нм.

Выбираем ближайшее к данному значение М кр (муфта №3)

М кр=3090 Нм.

Для этого значения также: nmax=4000об/мин; dM=60мм; lM=85мм; DM=90мм.

Значение диаметра выходного вала редуктора dВ можно принять, исходя из следующего. Прочностной расчёт вала выполняется с учётом напряжений от изгиба и кручения, которые зависят от значения диаметра в третьей степени. Если при выборе муфты значение k TИМ практически равно Мкр, то принимаем dВ = dМ, где dМ – наибольший присоединительный диаметр данного номера муфты.

Но так как у нас k TИМ < М кр, то предварительно значение диаметра dВ определяем по формуле

dВ » dМ (k TИМ /М кр)1/3 =60 (2∙1500/3090)1/3 =59,4 мм. (1.19)

Окончательно принимается значение dВ из ряда нормальных линейных размеров R40. И у нас dВ=62 мм.

1.4.2 Проектировочный расчёт валов

На этом этапе разработки проекта известны только крутящие моменты на валах.

При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс можно определяют, исходя из условия

d » (Т/ 0,2 [t])1/3, (1.20)

где допускаемое напряжение [t] = (0,026 ...0,036) sв ; наименьшие значения принимаются для быстроходных валов, средние – для промежуточных, наибольшие – для тихоходных валов.

Примем допускаемое напряжение для входного вала [t] = 0,026sв = 15 МПа; для промежуточного вала [t] = 0,030sв = 17,5 МПа; для выходного вала [t] = 0,036sв = 21 МПа.

Обычно в качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно sв= 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм.

Таким образом диаметр для быстроходного вала, на входном валу редуктора

мм,

мм,

мм.

На данном этапе разработки проекта необходимо определить диаметры валов в местах установки подшипников качения.

1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения

Зная значения внутренних диаметров подшипников качения d п диаметров, назначим тип подшипников.

Принимаем для быстроходного вала конические подшипники средней серии, для промежуточного вала конические подшипники средней серии, для тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии.

Таблица 3

Параметры подшипников

Вал	Обозначение	d п	Dп	В	С,кН	Сo,Кн
Тихоходный	36214	70	125	24	80,2	54,8
Промежуточный	46309	45	100	25	61,4	37,0
Быстроходный	46308	40	80	23	50,8	30,1

1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

Конструктивно межосевое расстояние (рис.2.1.) зубчатой пары

aТ і 0,5(Dп1+ Dп2)+ 2g, (1.24)

aб і 0,5(Dп3+ Dп2)+ 2g ,

где Dп1 Dп2 и Dп3 – наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала, промежуточного вала и входного вала;

2g – минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников, принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора.

Диаметр болта должен быть

d » 1,25 TИМ 1/3 і10 мм, (1.25)

где TИМ в Нм.

По формуле (1.25)

d =мм.

Для М14 2g=44 мм. Подставим эти значения в формулу (1.24) и произведем расчет

aТ і 0,5(125+100) + 44=156,5 мм,

aб і 0,5(100+90) + 44=139 мм.

Полученные конструктивно значения межосевых расстояний aТ и aБ округлим по ряду R40. Таким образом aТ=160 мм, aб=140 мм.

Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор со между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр

aт і 0,5dа2б + 0,5 d* + со,

где со = (3 … 5) мм,

значение d* принимается согласно эскизу выходного вала редуктора,

dа2б = d2б + 2mб = 2 aб uб /(uб+ 1) + 2mб, d2б – делительный диаметр зубчатого колеса, mб – модуль зацепления быстроходной передачи. (Согласно ТЗ значение модуля mб находится в пределах от 1,5 до 3 мм).

dа2б = d2б + 2mб = 2 aб uб /(uб+ 1) + 2 mб =2*5*140/6 + 2*3=239мм

aт і 0,5*239 + 0,5*72 + 5=160 мм ,

принятое значение межосевого расстояния aт не удовлетворяет условию aт і 0,5dа2б + 0,5 d* + со, необходимо принять новое значение aт =160 мм по ряду R40.

1.5 Геометрический расчётпараметров зубчатых колёс

Принятые выше значения aТ и aБ используем для определения делительных диаметров шестерни и колеса тихоходной пары и быстроходной пар (рис 2.1):

d1Т = 2 aТ /(1+ u Т); d2Т = u Т d1Т

d2Б = 2 aБ /(1+ u Б); d2Б = u Б d1Б. (1.26)

Одна из основных характеристик, определяющих геометрические параметры зубчатых передач, m - модуль зацепления. Z1- число зубьев шестерни.

При назначении остальных параметров каждой зубчатой передачи необходимо выполнять следующие требования и условия.

Учитывая требование минимизации габаритов редуктора, выполняем расчёт косозубых цилиндрических передач; т.е. b №0, следовательно, cosb <1, mz1< d1 и m < (d1 / z1).

Число зубьев шестерни по условиям отсутствия подрезания зубьев должно быть z1 і17 (обычно z1 принимается 20 и более).

Кроме того, необходимо, чтобы число зубьев шестерни z1 и число зубьев колеса z2 = u z1 были целым числами.

Значения коэффициента ym

Характеристика передач	ym= b/m	bmin
Высоко нагруженные точные передачи, повышенная жёсткость деталей и корпуса Н Ј 350 НВ Н > 350 НВ Передачи редукторного типа в отдельном корпусе с жёсткими валами и опорами Н Ј 350 НВ Н > 350 НВ	Ј 45 … 30 Ј 30 … 20 Ј 30 … 20 Ј 20 … 15	6°30ў 9°30ў 9°30ў 12°30ў

Произведем расчеты для быстроходной передачи

Межосевое расстояние на входном валу а =140 мм, u = 5. Выполнить геометрический расчёт передачи.

u=110/22=5

cosb = 0,5m z1(u + 1)/а=0.5*2*22*(5+1)/140=0,942, приемлемо.

Произведем расчет для тихоходной передачи на выходном валу

Межосевое расстояние а=160 мм, и=4. Выполнить геометрический расчет передачи.

Решение

u=80/20=4

Соответственно,

cosb = 0,5m z1(u + 1)/а=0.5*3*20*(4+1)/160=0,937, приемлемо.

Геометрические характеристики зубчатых передач

Передача	Межосе-вое рассто-яние а, мм	Модуль зцеп-ления m	Число зубьев Z1	Число зубьев Z2	Переда-точное число u	Дели-тельный диаметр d1	Дели-тельный диаметр d2	Шири- на за- цепле-ния b	cosb
Быстроходная	140	2	22	90	5	46.7	233	30	0,942
Тихоходная	160	3	20	80	4	64	256	45	0,937

Проверка.

1. а = 0,5(d1+ d2);

Быстроходная передача аб = 0,5∙(46.7+233)= 139.5;

Тихоходная передача ат=0,5(64+256)=160 .

2. m z1 = d1 cosb;

Быстроходная передача 2∙22=46.7∙0,942, 44=43.9;

Тихоходная передача 3∙20=64∙0,937, 60=59.9.

3. d2 cosb /z2= m;

Быстроходная передача 233∙0,942/90=2 , 2=2;

Тихоходная передача 256∙0,937/80=2.9 , 2,9=3.

4. d2 /d1= z2 /z1= u;

Быстроходная передача 233/46.7=90/22, 4.98=4.9=5;

Тихоходная передача 256/64=80/20, 4=4=4.

Таким образом все подобрано.

Рис. 2.1. Схема определения межосевых расстояний зубчатых передач

где аб и ат – межосевые расстояния быстроходной и тихоходной зубчатых пар соответственно, мм; Dп1 Dп2 и Dп3 – наружные диаметры подшипников качения, мм;

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ

2.1 Расчёт контактных напряжений зубчатых передач

Критерий контактной усталостной прочности зубьев записывается в виде

sH Ј [sH], (2.1)

где sH , [sH] - соответственно расчётное и допускаемое контактные напряжения.

Расчётное значение sH для косозубой передачи с внешним зацеплением определяют по формуле

sH = 1,18 ZH b, (2.2)

где Eпр – приведенный модуль упругости материалов контактирующих зубьев.

Примем Eпр=2Ч 105 МПа.

Тш –момент, передаваемый шестерней рассчитываемой зубчатой пары;

dш – делительный диаметр этой шестерни;

ybd = b / dш - коэффициент ширины b зацепления относительно делительного диаметра шестерни dш.

определим значения ybd

ybd = b / dш (2.3)

ybdб==0,642,

ybdт==0,703.

ybdт и ybdб не превышают наибольшие допустимые значения.

Окружная скорость рассчитывается по формуле

v = wd/2 (2.4)

vб ==3.85 м/с,

vт ==1.071 м/с.

Расчётная ширина тихоходной пары равна

bТ = ybdТ∙ dшТ , (2.5)

а быстроходной пары

bБ = ybdБ∙ dшБ (2.6)

Коэффициент К H учитывает влияние на неравномерность распределения нагрузки по длине зуба схемы расположения зубчатых колёс редуктора

И рассчитывается по формуле

К H = К H b ∙К Hv, (2.7)

где К H b, К Hv коэффициенты, выбирающиеся из стандартных значений.

Для тихоходной пары

К Hт =1.25∙1.01=1,57.

Для быстроходной пары

К Hб =1,11∙1,03=1,14.

Коэффициент ZH b учитывает повышение прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми передачами

ZH b = К H a (cos2b/ e a)1/2 , (2.8)

где e a -коэффициент торцового перекрытия

e a = [1,88 – 3,22(1/zш+ 1/zк)] cosb . (2.9)

Коэффициент К H a введён для учёта влияния неточности нарезания зубьев на одновременность многопарного зацепления косозубых цилиндрических передач.

При α=40˚, sin 2α=0,6428.

Рассчитаем sH тихоходного и быстроходного валов по формуле (2.2)

sHт =1,18∙0,749=1036 МПа,

sHб =1,18*0,743=609.1 МПа.

Заполним таблицу параметров

Таблица 8

Параметр	Тихоходная передача	Быстроходная передача
Межосевое расстояние	аT=160 мм	аБ=140 мм
Передаточное отношение	uT = 4	uБ =5
Момент Tш	TшT =386 Нм	TшБ =78.86 Нм
Коэффициент ybd	ybd =0,703	ybd =0,642
Коэффициент К H b	К H b=1,25	К H b=1,11
Окружная скорость u, м/с	u =1.07 м/с	u =3.85 м/с
Коэффициент К H v	К H v=1.01	К H v=1,03
Коэффициент К Ha	К Ha=1	К Ha=1.02
cosb	cosb=0,942	cosb=0,937
Число зубьев zш	zш=20	zш=22
Число зубьев zк	zк=80	zк=90
Коэффициент e a	e a=1,581	e a=1,591
Коэффициент ZH b	ZH b=0,749	ZH b=0,743
Расчётное значение sH	sH =1036.6 МПа	sH =609.1 МПа

2.2 Выбор поверхностного и объёмного упрочнения и проверочный расчёт зубьев колёс

Значения предела контактной выносливости зубьев [sH lim] быстроходной и тихоходной пар определим по формуле

[sH lim] і sH[sH], (2.10)

где [sH] - нормативный коэффициент запаса контактной прочности;

Примем [sH] = 1,2 .

Тогда

[sH lim]т і1036.6∙1,2=1243.2 МПа,

[sH lim]б і609.1∙1,2=730.8 МПа.

В качестве термической обработки зубьев тихоходной зубчатой передачи выберем цементацию + закалку и низкий отпуск (23HRC), при твёрдости зубьев 55 HRC . В качестве материала возьмем сталь 20ХФ.

[sH lim]т=1265 МПа.

В качестве термической обработки зубьев быстроходной зубчатой передачи выберем объёмную закалку (18HRC+150), при твёрдости зубьев 35 HRC. В качестве материала возьмем сталь 40Х.

[sH lim]б =780 МПа.

2.3 Проверочный расчёт зубчатых колёс по изгибной прочности

Проверочный расчёт зубьев косозубых передач выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев

sF= 2YFS YF b КF Т / (m dш bш) Ј [sF], (2.11)

где Т – момент, передаваемый данной шестерней.

YFS – коэффициент формы зуба;

YF b – коэффициент повышения изгибной прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми;

КF - коэффициент расчётной нагрузки

КF = КFb∙ КFv; (2.12)

КFb - коэффициент концентрации нагрузки (см. рис.4 и табл.9);

КFv – коэффициент динамической нагрузки;

Для тихоходной передачи примем КFvт=1,01, а для быстроходной КFvб=1,05;

КFb для учебного расчёта можно принять

КFb = 2(КНb-1)+1; (2.13)

КFbт=2∙(1,25-1)+1=1,5;

КFbб=2∙(1,11-1)+1=1,22.

Подставим значения в (2.12) и вычислим КF

КFт=1,5∙1,01=1,575;

КFб=1,22∙1,05=1,281.

Вычислим эквивалентное число зубьев шестерни

z v = zш / cos3 b, (2.14)

где z v - эквивалентное число зубьев шестерни.

Для быстроходного вала

z vб==26,74.

Для тихоходного вала

z vт==23,92.

Для тихоходного вала примем YFSт =4 ;для быстроходного YFSб =3,9

YF b находится по формуле

YF b = КFa Y b/ e a (2.15)

где e a - коэффициент торцового перекрытия.

КFa - коэффициент неравномерности нагрузки находящихся одновременно в зацеплении пар зубьев;

Y b - коэффициент, учитывающий влияние наклона контактной линии;

e a = [1,88 – 3,22(1/zш+ 1/zк)] cosb, (2.16)

e aт=[1,88 – 3,22 ∙ (1/20+ 1/80)] ∙ 0,942=1,581;

e aб=[1,88 – 3,22 ∙ (1/22+ 1/90)] ∙ 0,857=1,591.

Для учебного расчёта КFa примем

КFa= 3∙ (КHa -1)+1, (2.17)

КFaт=3∙ (1-1)+1=1,

КFaб=3∙ (1,02-1)+1=1,06.

Рассчитаем Y b (βт =19, а βб=20)

Y b = 1 - b°/140 , (2.18)

Y bт = 1- 20/140=0,864;

Y bб =1-20/140=0,857.

Подставим найденные значения в формулу (2.15) и вычислим YF b для тихоходной и быстроходной передачи

YF b т=1∙0,864/1,581=0,546,

YF b б=1,06∙0,857/1,591=0,571.

Вычислим sF с помощью формулы (2.11)

sFт=2∙4∙0,546∙1,575∙386/(3∙0,064∙0,040)=369 МПа

sFб=2∙3,9∙0,571∙1,281∙78,86/(2∙0,045∙0,030)=167 МПа

Допускаемое напряжение при данном виде упрочнения определим как отношение

[sF] = sF lim / [sF], (2.19)

где sF lim - предел выносливости зубьев при изгибе;

[sF] - нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев при изгибе;

Примем [sF] = 1,75

sFб =167 МПа

sFт =369 МПа

Условие sF≤ [sF] выполняется для быстроходной зубчатой передачи, при твёрдости зубьев HRC=55

sF limб=750 МПа,

sFб=167 МПа≤ [sF]= sF limб/ [sF]=750/1,75=428,6 МПа;

В качестве материала быстроходной зубчатой передачи возьмем ранее выбранную сталь 20ХФ.

Условие sF≤ [sF] выполняется для тихоходной зубчатой передачи, уже при твёрдости зубьев HB=210

sF limт =378 МПа,

sF=369 МПа≤ [sF]= sF limб/ [sF]=378/1,75=216МПа.

В качестве материала возьмем ранее выбранную сталь 40Х.

3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ

3.1 Определение реакций опор и расчёт подшипников промежуточного вала

Значения длин участков вала определяются по компоновке редуктора. В качестве расчётной длины участков вала рекомендуется принимать:

расстояние от средней плоскости радиальных подшипников до средней плоскости (по ширине) шестерни или колеса;

расстояние между средними плоскостями (по ширине) шестерни и колеса;

расстояние от торца опорной поверхности внутреннего кольца радиально-упорного подшипника или конического подшипника до средней плоскости шестерни или колеса.

В каждой зубчатой паре промежуточного вала определяются:

- тангенциальная (окружная) сила

Ft = Tш/ d ш или Ft = 2∙Tш/ d ш (3.1)

- осевая сила

Fа = Ft ∙tg b (3.2)

- радиальная силы

Fr = Ft ∙ tga/ cos b (3.3)

FtТП =1530*2/0,256= 11953,13 Н;

FxТП =11953,13∙0,3728= 4456,125 Н;

FrТП =11953,13*0,364/0,937= 4643,477 Н;

Таблица 15

	Крутящий момент Т, Нм	Делительный диаметр d, мм	cos b	Окружная сила Ft ,Н	Осевая сила Fx, Н	Радиальная сила Fr, Н
Шестерня ТП	1530	256	0,937	11953,13	4456,125	4643,477

Н

Рис. 2.2.Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости z0x

Составим схему нагружения промежуточного вала в горизонтальной плоскости z0x.

Из технического задания a=46мм, b=100мм, l=260мм.

Пользуясь рис. 2.2. произведём расчёт реакций ZA и ZB.

ZA= (- Fr· b + Fx· R2)/(a+b)= (2.4)

= (-4643.477· 0,100+4456.125· 0,128)/0,146=726.276 Н

ZB= (- Fr· а - Fx· R2)/(а+b)= (2.5)

=(-4643.477·0,046-4456.125·0,128)/0,146= -5369.75Н

Пользуясь уравнением (2.1), выполним проверку

ZA+ ZB +Fr=726-5369+4643=0

Аналогично составим схему нагружения промежуточного вала в вертикальной плоскости y0x.

Рис.2.3. Схема нагружения вала в вертикальной плоскости y0x

Пользуясь рис. 2.3. произведём расчёт реакций YA и YB.

Из уравнения (2.2) следует, что суммы моментов сил около точек А и В равны нулю.

YВ=(Fml +Ft· a )/(a+b) = (2.8)

=(11953.13·0,046+4841.2·0,260)/0,146 = 12387.37Н

YА= (-Fm·(l-a-b)+ Ft·b)/(а+b) =

=(-4841.2·0,114+11953.13·0,100)/0,146=4406.96 H

Выполним проверку, используя формулы (2.1)

YA +YB – Fm- Ft =4406.96+12387.37-4841.2-11953.13=0 (2.9)

3.1 Проверочный расчёт конических подшипников опор

Проверочный расчёт конических подшипников опор промежуточного вала выполняется по динамической грузоподъёмности.

А. Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения имеет вид

С Ј С п , (3.12)

где С – расчётная динамическая грузоподъёмность, С п – паспортная динамическая грузоподъёмность данного подшипника.

Расчётная динамическая грузоподъёмность С определяется по следующей зависимости

С = Р [L/ (a1 a2)] 1/p, (3.13)

где Р – эквивалентная нагрузка данного подшипника, Н;

L - ресурс, млн. оборотов вала; примем

L = 60 nпв Lh/ 106 = 60∙80∙8000/106 = 38.4 млн. об., (3.14)

где nпв – частота вращения промежуточного вала в об/мин; Lh - ресурс редуктора в часах;

р – показатель степени, р =10/3 для роликовых подшипников;

a1– коэффициент надёжности:

Надёжность ............. 0,9 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99

Коэффициент a1..........1 0,62 0,53 0,44 0,33 0,21;

a2– коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, для конических роликоподшипников в обычных условий a2 =0,6 .. 0,7 и для

и для подшипников из высококачественных сталей при наличии гидродинамической плёнки масла без перекосов a2 = 1,1 ..1,3.

Примем a1 =1 и a2 =0,7.

Б. Эквивалентная динамическая нагрузка определяется

для А – опоры

P A= (X FrA +YFxА)K б K т, (3.15)

для В - опоры

P В= (X FrВ +YFxВ)K б K т, (3.16)

где FrA и FrВ – радиальные силы, действующие на А - опору и В – опору; FxА и FxВ– осевые силы, действующие на А -опору и В – опору;

X и Y – коэффициенты, учитывающие влияние соответственно радиальной и осевой составляющих реакции в данной опоре (определяются по каталогу подшипников раздельно для каждой опоры);

K б – коэффициент безопасности, при спокойной нагрузке K б =1, при умеренных толчках K б =1,3 ...1,5, при ударах K б =2,5 ...3;примем K б =1,3.

Kт – температурный коэффициент (для подшипников из стали ШХ15); примем

Kт =1 при рабочей температуре до 100°С.

Параметр осевой нагрузки е указан в каталоге подшипников, e = 0,68

SА = e∙F rА = 0,68∙0.83· = 2520.839 Н (3.17)

SВ = e∙F rВ = 0,68*0.83* = 7620 Н (3.18)

Fxа = Fx + SA = 1960 + 425 = 2385 Н

S = SA + Fx - SB = (3.19)

=2520.839 +4456.125 – 7620 = -643.086 < 0,

значит вал сместится в сторону левой опоры, следовательно

FxB = SВ = 7620 Н.

Определим силу FxА из уравнения равновесия вала

FxА = SB -Fx ; (3.20)

FxА = 7620-4456 = 3164 Н.

Т.к. = 3164/4466.405= 0.7084 ≥ e = 0,68 , принимаем X = 0,41, Y = 0,87.

= 7620/13501.15= 0,564< e = 0,68 , принимаем X = 1, Y = 0.

Подставив найденные значения в формулы (3.15) и (3.16), найдем эквивалентную динамическую нагрузку для опор A и B

PA= (0,41∙4466.405 + 0,87∙3164)∙1,3∙1 = 5959 Н,

PB= (0 + 1∙13501.15)∙1,3∙1 =17551.495 Н.

Подставив PB , так как для тихоходной больше нагрузки, то в формулу (3.13), определим расчётную динамическую грузоподъёмность С

C =17551.495∙()0,3 = 58.34 кН Ј Сп = 80.2 кН

Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения выполняется.

Заключение

Для обеспечения требуемого крутящего момента и частоты вращения на выходном валу необходимо использовать асинхронный электродвигатель переменного тока 4А160S2

Для обеспечения ресурса тихоходной зубчатой передачи необходимо изготовить её из стали 20ХФ с твердостью зубьев 55 HRC и использовать цементацию + закалку и низкий отпуск в качестве термообработки. Для обеспечения ресурса быстроходной зубчатой передачи её необходимо изготовить из стали 40Х с твердостью зубьев 35 HRC и использовать объемную закалку.

На промежуточном валу следует установить подшипники ГОСТ 7308.

Для крепления крышек подшипниковых узлов следует использовать болты Болт М14 для тихоходной и быстроходной передач.

Для соединения выходной вал – муфта необходимо использовать шпоночное соединение.

ЛИТЕРАТУРА

1. Правила оформления студенческих выпускных работ и отчётов/ Сост.: Г.П. Голованов, К.К. Гомоюнов, В.А. Дьяченко, С.П. Некрасов, В.В. Румянцев, Т.У. Тихомирова; Под ред. В.В. Глухова. СПб.: Изд-во СПбГТУ, 2002. 32 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - м.: Высш. шк., 1998. 447 с., ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие... / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. М.: Машиностроение, 1988. 418 с., ил.

4. Справочник металлиста /Под ред. С.А. Чернавского и В.Ф. Рещикова. М.: Машиностроение, 1976. В 5-ти т. Т.1.768 с.

5. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов втузов / Под ред. В.А. Финогенова. М.: Высш. шк., 1998. 383 с., ил.

6. Детали машин: Справочные материалы по проектированию/ Сост. Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик, Р.Д. Макарова, 1995. 75 с.

7. Детали машин: разработка и оформление конструкторской документации курсового проекта/ В.И. Егоров, Е.В. Заборский, В.И. Корнилов и др., 2003. 40

Размещено на