Курсовая работа: Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный

ФЕДЕРАЛНОЕ АГЕНСТВО ПО КУЛЬТУРЕ И КИНЕМАТОГРАФИИ

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

УНИВЕРСИТЕТ КИНО И ТЕЛЕВИДЕНИЯ

Кафедра механики

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

на тему «Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени»

Санкт-Петербург

2009г.

Содержание

Техническое задание на курсовое проектирование

Механизм привода

1- электродвигатель;

2- муфта;

3- редуктор зубчатый цилиндрический двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени;

4- муфта;

5- исполнительный механизм.

Вариант 1

Потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Т_им =30Нм;

Угловая скорость вала ИМ ω_им =5,8с^-1 .

Разработать:

1- сборочный чертеж редуктора;

2- рабочие чертежи деталей тихоходного вала: зубчатого колеса, вала, крышки подшипника.

1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Исходные данные:

- потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Т_им =30Нм;

- угловая скорость вала ИМ ω_им =5,8с^-1 ;

Определяем мощность на валу ИМ N_им = Т_им х ω_им =30х5,8=174Вт.

Определяем общий КПД привода по схеме привода

η_общ =η_кп η_шп η_м η_п (1.1)

где [1, с.9,10]: η_зп =0,97² - КПД зубчатой цилиндрической передачи;

η_м =0,98² – потери в муфтах;

η_п =0,99⁴ - коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках 4-х валов.

Сделав подстановку в формулу (1.1) получим:

η_общ. =0,97² *0,98² *0,99⁴ =0,868

Определяем потребную мощность электродвигателя [1,с.9]

N_эд ≥N_им /η_общ. (1.2)

где N_эд – требуемая мощность двигателя:

N_эд =174/0,877=198,4Вт

Выбираем электродвигатель [1,с.18,табл.П2]

Пробуем двигатель АИР71В8:

N_дв. =0,25кВт;

n_дв =750об/мин;

S=8%.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (5) [1,c.11]:

n_ном =n_дв ·(1-S/100);

n_ном =750·(1-0,08);

n_ном =690 об/мин

Определяем угловую скорость вала двигателя

ω_дв =πn_дв /30=π*690/30=72,2рад/с;

Определяем общее передаточное число привода

U=ω_дв. /ω_им =72,2/5,8=12,5

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

U_общ. =U₁ · U₂ ; (1.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.2.3]:

U₂ =5;

тогда

U₁ = U_общ. /U₂ ;

U₁ =2,5.

Принимаем окончательно электродвигатель марки АИР71В8.

Угловые скорости определяем по формуле

ω=πn/30 (1.4)

Рис.1 Схема валов привода

1 – быстроходный вал; 2 – промежуточный вал; 3 – тихоходный вал.

По схеме валов (рис.1) и формуле (1.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n₁ = n_ном.

ω₁ = ω_дв =72,2рад/с;

n₂ = n_ном /U₁ =650/3,5=185,7об/мин;

ω₂ =πn₂ /30=π*216,7/30=19,45 рад/с;

n₃ = n₂ /U₂ =216,7/3,55=52,3 об/мин;

ω₃ =πn₃ /30=π*61,1/30=5,48 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

N₁ =N_дв η_м =0,25*0,98=245Вт;

N₂ =N₁ η_зп η_п ³ =245*0,97*0,99³ =230Вт;

N₃ =N₂ η_зп η_п =233*0,97*0,99=221Вт;

N_им =N₃ η_м =224*0,98=217Вт.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формулам [1,с.12,14]:

; Т₂ =Т₁ •U₁ ; Т₃ =Т₂ •U₂ ; (1.5)

Т₁ =245/72,2=3,4 Н•м;

Т₂ =3,4•2,5=8,5 Н•м;

Т₃ =8,5•5=42,5 Н•м.

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Таблица 1 Параметры кинематического расчета

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.2 [4,c.52]:

шестерня – сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,

колесо - сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле [4,c.53]:

(2.1)

где σ_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К_HL – коэффициент долговечности;

[S_H ] – коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: К_HL =1; [S_H ] =1,1.

Определяем σ_Hlimb по табл.3.1[4,c.51]:

σ_Hlimb =2НВ+70; (2.2)

σ_{Hlimb 1} =2×270+70; σ_{Hlimb 1} =610МПа;

σ_{Hlimb 2} =2×250+70; σ_{Hlimb 1} =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим

; МПа;

; МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле [4,c.53]:

(2.3)

;

МПа.

Определяем допускаемые напряжения по по табл.3.1[4,c.51]:

[σ]_Fo =1,03НВ;

[σ]_{Fo 1} =1,03x270=281МПа;

[σ]_{Fo 2} =1,03x250=257МПа.

3 Расчет тихоходной ступени привода

3.1 Проектный расчет

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле [4,c.61]:

(3.1)

где К_а – числовой коэффициент, К_а =49,5 [4,c.61];

К_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, К_Hβ =1 для прямозубых колес [4,c.54];

- коэффициент ширины венца колеса, =0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [4,c.61];

U – передаточное отношение, U₂ =5 (см. табл.1):

Т – вращающий момент на колесе ,Т₃ =42,5 Нм (см. табл.1).

Подставив значения в формулу (3.1) получим:

Принимаем окончательно по ГОСТ6636-69 [4,табл.13.15]

Определяем модуль [2,c.36]:

(3.2)

m_n =(0,01…0,02)·70;

m_n =0,7;

Принимаем модуль m_n =1мм [2,c.36]

Так как тихоходная ступень внутреннего зацепления определяем разность зубьев зубьев по формуле [5,т.2, c.432]:

z₂ -z₁ =2a_w /m_n (3,3)

z₂ -z₁ =2·70/1;

z₂ -z₁ =140.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z₁ = z₂ -z₁ /(U₂ +1); z₁ =140/6=23,3; z₁ =24;

z₂ = z₂ -z_1- +z₁ =140+24=164; z₂ =164.

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле [5,т.2, c.432]:

d=m_n ·z; (3.4)

d₁ =m_n ·z₁ =1х24=24мм;

d₂ =m_n ·z₂ =1х164=164мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [5,т.2, c.432]:

; ;

; ; (3.5)

; (3.6)

мм; мм; мм;

мм; ; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

Определяем окружные скорости колес

; м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 7F [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]:

- окружная

(3.7)

; Н;

Таблица 2 Параметры зубчатой передачи тихоходной ступени

- радиальная

; где α=20° - угол зацепления; (3.8)

; Н;

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений производим по формуле {4, c.64]:

; (3.9)

где: - К - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436;

F_t =531Н (табл.2);

U₂ =5;

К_Нα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес К_Нα =1;

К_Нβ – см. п.3.1;

К_Нυ – коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Нυ =1,04 [4, табл.4.3].

(3.10)

Определяем ∆σ_Н

;

; недогрузки, что допускается.

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни [4,с.67]:

; (3.11)

; (3.12)

где: К_Fβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев К_Fβ =1;

К_Fv - коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Нυ =1,1 [4, табл.4.3];

Y_{F 1} и Y_{F 2} – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, Y_{F 1} =3,9, Y_{F 2} =3,61 [4,табл.4.4].

Подставив значения в формулы (3.11) и (3.12), получим:

;

.

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

Определяем ∆σ_F

;

Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.

Таблица 3 Параметры проверочных расчетов

4 Расчет быстроходной ступени привода

Межосевое расстояние для быстроходной ступени с учетом того, что редуктор соосный и двухпоточный, определяем половину расстояния тихоходной ступени:

а=d₂ -d₁ ;

а=84-14=70мм.

Из условия (3.2) принимаем модуль m_n =1,5мм

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

z_Σ =2а/m_n ;

z_Σ =2·70/1,5; z_Σ =93,3

Принимаем z_Σ =94.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z₁ = z_Σ /(U₁ +1); z₁ =94/(2,5+1); z₁ =26,1; принимаем z₁ =26.

Тогда z₂ = z_Σ -z₁ =94-26=68

Фактическое передаточное соотношение U₁ =68/26=2,6

Отклонение передаточного числа от номинального незначительное.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [2,c.37]:

d₁ =m_n ·z₁ =1,5х26=39мм;

d₂ =m_n ·z₂ =1,5х68=102мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [2,c.37]:

; ;

; ; ;

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

Определяем окружные скорости колес

; м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 7А [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении (3.7, 3.8):

- окружная

; Н;

- радиальная

; Н.

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.4.

Таблица 4 Параметры зубчатой передачи быстроходной ступени

Учитывая, что геометрические параметры быстроходной ступени незначительно отличаются от тихоходной, выполнение проверочных расчетов нецелесообразно.

5 Проектный расчет валов редуктора

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора по закону равенства действия и противодействия. Для этого мысленно расцепим шестерни и колеса редуктора, при этом дублирующий вал не учитываем.

Схема усилий приведена на рис.1.

Рис.2 Схема усилий, действующих на валы редуктора.

Из табл.1,2,4 выбираем рассчитанные значения:

Т₁ =3,4 Нм; Т₂ =8,5 Нм; Т₃ =42,5 Нм;

F_{t 1} =166,7 Н; F_{t 2} =1012 Н; F_{r 1} =60,7 Н; F_{r 2} =368 Н;

d₁ =39мм; d₂ =102мм; d₃ =14мм; d₄ =84мм.

F_{m 1} и F_{m 1} – консольные силы от муфт, которые равны [4, табл.6.2]:

; ;

Н; Н.

R_x и R_y – реакции опор, которые необходимо рассчитать.

Так как размеры промежуточного вала определяются размерами остальных валов, расчет начнем с тихоходного вала.

5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] σ_в =730Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² .

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [τ_к ]=(20…25)МПа

Принимаем [τ_к ]=20МПа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а 20 (ГОСТ6636-69):

мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.3), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.

Рис.3 Приближенная конструкция тихоходного вала

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под колесо;

мм – диаметр буртика;

b₄ =25мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник №106, у которого D_п =55мм; В_п =13мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=20мм; l_м =20мм; l₁ =35мм; l=60мм; с=5мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм;

с=W/2+ l₁ + l_м /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.

ΣМ_2y =0; R_Fy ·0,06-F_r2 ·0,03=0

R_Fy = 368·0,06/ 0,03;

R_{Е y} = R_Fy =736Н.

Рис.4 Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М_1у =0;

М_2у =0;

М_3у = R_{Е y} ·0,03;

М_3у =22Нм² ;

М_3у =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм² (рис.3)

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

ΣМ_{4 x} =0; F_{m 2} ·0,115- R_{Е x} ·0,06+ F_{t 2} ·0,03=0;

R_{Е x} =( 814·0,115+ 1012·0,03)/ 0,06;

R_{Е x} =2066Н;

ΣМ_{2 x} =0; F_{m 2} ·0,055- F_{t 2} ·0,03+ R_Fx ·0,6=0;

R_Fx = (1012·0,03- 814·0,055)/ 0,06;

R_Fx =-240Н, результат получился отрицательным, следовательно нужно изменить направление реакции.

Определяем изгибающие моменты:

М_1х =0;

М₂ = -F_{r 2} ·0,03

М_2х =-368·0,03;

М_2х =-11Нм;

М_{3хслева} =-F_{m 2} ·0,085-R_Ех ·0,055;

М_{3хслева} ==-814·0,085-240 ·0,03;

М_{3хслева} =-76Нм;

М_3х =- R_{E х} ·0,055;

М_3х =- 2066 ·0,03;

М_3х =- 62;

М_4х =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х .

Крутящий момент

Т_1-1 = Т_2-2 = Т_3-3 = T₃ =42,5Нм;

T_4-4 =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 .

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

Схема усилий, действующих на быстроходный вал представлена на рис.2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] σ_в =730Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² .

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [τ_к ]=(20…25)Мпа

Принимаем [τ_к ]=20Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а 5 (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 D_п =28мм; В_п =8мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=14мм; l_м =16мм; l₁ =25мм; l=60мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм;

с=W/2+ l₁ + l_м /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.

ΣМ_{2 y} =0; R_{А y} ·0,06-F_{r 1} ·0,03=0

R_{А y} = 60,7·0,06/ 0,03;

R_{А y} = R_{В y} =121Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М_1у =0;

М_2у =0;

М_3у = R_{А y} ·0,03;

М_3у =3,6Нм² ;

М_3у =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм² (рис.6).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

ΣМ_{4 x} =0; F_{m 1} ·0,1- R_{А x} ·0,06+ F_{t 1} ·0,03=0;

R_{А x} = (130·0,1+ 166,7·0,03)/ 0,06;

R_{А x} =300Н;

Рис.6 Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала

ΣМ_{2 x} =0; F_{m 1} ·0,02- F_{t 1} ·0,03+ R_{В x} ·0,06=0;

R_{В x} = (166,7·0,03- 130·0,02)/ 0,06;

R_{В x} =40Н

Определяем изгибающие моменты:

М_1х =0;

М₂ = -F_{m 2} ·0,04

М_2х =-130·0,04;

М_2х =-5,2Нм;

М_{3хсправа} =-F_{m 1} ·0,1+R_Вх ·0,03;

М_{3хсправа} ==-130·0,1+40 ·0,03;

М_{3хсправа} =-11,7Нм;

М_3х =- R_Ах ·0,03;

М_3х =- 300 ·0,03;

М_3х =- 9;

М_4х =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х .

Крутящий момент

Т_1-1 = Т_2-2 = Т_3-3 = T₃ =3,4Нм;

T_4-4 =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 .

5.3 Расчет промежуточного вала

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] σ_в =730Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² .

Определяем диаметр выходного конца вала из расчёта на чистое кручение

;

где [τ_к ]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [τ_к ]=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

d_ст =30мм;

х=8мм;

W=20мм;

r=2,5мм;

d_в =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 d_п =25мм подшипник №105, у которого D_п =47мм; В_п =12мм [4, табл.К27].

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

åМ_Су =0;

-R_{D у} ·0,09+F_{r 1} ·0,03+F_{r 2} ·0,12=0

R_Dy =(368·0,03+60,7·0,12)/ 0,09;

R_Dy ==204Н.

åМ_{D у} =0;

R_Cy ·0,09- F_r1 ·0,06+ F_r2 ·0,03=0;

R_Cy =(368·0,06-60,7·0,03)/ 0,09;

R_Cy =225Н.

Назначаем характерные точки 1, 2, 3, и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у =0;

М_2у =-R_Cy ·0,03;

М_2у =-6Нм;

М_{3услева} =-R_Cy ·0,09+F_{r 1} ·0,06;

М_{3услева} =-16,6Нм

М_{3усправа} = F_{r 2} ·0,03;

М_{3усправа} = 11

М_4у =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм (рис.8).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

åМ_Сх =0;

R_Dx ·0,09-F_t1 ·0,03-F_t2 ·0,12=0;

R_Dx =( 166,7·0,03+ 1012·0,12)/0,09;

R_Dx =1404Н;

åМ_{D х} =0;

R_Cx ·0,09+ F_t1 ·0,06-F_t2 ·0,03=0;

R_Cx =(1012·0,03+166,7·0,06)/ 0,09;

R_Cx =337Н.

Назначаем характерные точки 1, 2, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_{1 x} =0;

М_{2 x} =-R_Cx ·0,03;

М_{2 x} =-10Нм;

М_{3 x слева} = -R_Cx ·0,09-F_{t 1} ·0,06;

М_{3 x слева} =-91Нм;

М_{3 x справа} = F_{t 2} ·0,03;

М_{3 x справа} =5Нм;

М_4у =0.

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм (рис.8)

Рис.8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.

Крутящий момент

Т_1-1 =0;

Т_2-2 =-Т_3-3 =- T₂ /2=-4,3Нм;

Т_4-4 =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

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4]. Обозначения используемых размеров приведены на рис.11.

Рис.9 Сечение вала по шпонке

6.1 Шпонки быстроходного вала

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 l_м =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.

l_р – рабочая длина шпонки, при скругленных концах l_р =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 l_ш =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 l_М =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 l_ш =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

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:

М_Иэкв = 89Нм;

М_И =79Нм;

Т_3-3 =42,5Нм;

d_в =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:

σ_и =М_и /W;

где W – момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]:

;

мм³ ;

σ_и =79000/3566=22Н/мм² .

При симметричном цикле его амплитуда равна:

σ_а = σ_и =22Н/мм² .

Определяем напряжения кручения:

τ_к =Т_3-3 /W_к ;

где W_к – момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]:

;

мм³ ;

τ_к =42500/7775=5,4Н/мм² .

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

τ_а = τ_к /2=5,4/2=2,7Н/мм² .

Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала [4, с.258]:

(К_σ )_D =( К_σ /К_d + К_F -1)/ К_y ; (К_τ )_D =( К_τ /К_d + К_F -1)/ К_y ; (7.1)

где К_σ и К_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, по табл.11.2 [4] выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой К_σ =1,6, К_τ =1,4;

К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по табл.11.3 [4] выбираем К_d =0,75;

К_F - коэффициент влияния шероховатости, по табл.11.4 [4] выбираем для шероховатости R_а =1,6 К_F =1,05;

К_y - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.4 [4] выбираем для закалки с нагревом ТВЧ К_y =1,5.

Подставив значения в формулы (7.1) получим:

(К_σ )_D =( 1,6/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,45;

(К_τ )_D =( 1,4/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,28.

Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:

(σ_-1 )_D =σ_-1 /(К_σ )_D ; (τ_-1 )_D =τ_-1 /(К_τ )_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]:

s_σ =(σ_-1 )_D / σ_а ; s_τ =(τ_-1 )_D / τ_а . (7.3)

s_σ =262/ 22=12; s_τ =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

Подшипники устанавливаем по схеме «враспор». Пригодность подшипников определяем по условиям [4, c.129]:

С_р ≤С; L_р ≥L_h ;

где С_р – расчетная динамическая грузоподъемность;

L_h – требуемая долговечность подшипника, для зубчатых редукторов L_h =10000ч.

; [4, c.129] (8.1)

где ω – угловая скорость соответствующего вала (см. табл.1);

m=3 для шариковых подшипников;

R_Е – эквивалентная динамическая нагрузка, при отсутствии осевых усилий [4, табл.9.1]:

R_Е =V×R_А К_δ К_τ (8.2)

где K_d - коэффициент безопасности; K_d =1,1…1,2 [4, табл.9.4]. Принимаем K_d =1,1.

V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1

K_τ – температурный коэффициент; K_τ =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:

R_Е =323х1,1=355Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для промежуточного вала:

R_Е =1419х1,1=1560Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для тихоходного вала:

R_Е =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 h_м (рис.10):

h_{м max} £ 0.25d₂ = 0.25×102 = 25,5мм;

h_{м 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×N_дв = 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