2. Исходные данные.
|
3.1.1 Рис. 2
Fк - усилие в канате, Fк=12,5 кН
V-скорость наматывания каната на барабан, V=0,95 м/с
Режим работы - 3
Lн - ресурс работы редуктора в часах, Lн=8310 3 часов
3. Подготовка данных для ввода в ЭВМ
Подбор каната, определение частоты его вращения:
1) определяем диаметр каната
dк =0,13
=0,13
=11,2 мм
2) определяем диаметр барабана
Dб =183dк =18311,2=201,6 мм
округляем до стандартного значения
Dб =205 мм
3) определяем необходимый крутящий момент на барабане
Тб=
=
=1281,25 Н3м
4) определяем частоту вращения барабана
N= = =88,505 об/мин
Подбор электродвигателя:
1) необходимая расчетная мощность электродвигателя
P= ,
где h - суммарный КПД привода
где hб - КПД барабана лебедки, hб =0,95
hм - КПД муфты, hм =1
hзац - КПД зацепления зубчатых колес, hзац =0,97
hп - КПД подшипников, hп =0,99
Тогда,
h =0,9530,97 230,99 3 =0,867
Тогда, крюковая мощность будет равна
P= =13,691 кВТ
По значению найденной расчетной мощности выбираем электродвигаM2/2900.
Определение момента на колесе тихоходной передачи редуктора
Т2 тих =
=
=1376,067 Н3м
Определение эквивалентного срока службы
Lhе=Lh3Кhe ,
где Khe=0,25 - коэффициент эквивалентности.
Тогда,
Lhe =8310 330,25=2000 часов
Выбор наиболее оптимального варианта компоновки редуктора (рис. 3):
|
4.1.1.1. Рис. 3
1. Условная длина редуктора
L=
1) L=
см
2) L=
см
3) L=
см
2. А=d 2т
1) А=31,077 см
2) А=29,735 см
3) А=29,425 см
3. Б=
1) Б=17,76 см
1) Б=18,03 см
1) Б=18,93 см
4. Условная масса зубчатых колес:
m =
3( 
)
1) m =31,077 236,3+4,73317,538 2+6,334,923 2+4,7333,462 2=
=7748,65 см 3
2) m =29,735 236,13+4,95318,792 2+6,1335,265 2+4,9533,208 2=
=7388,738 см 3
3) m =29,425 236,13+5,4320,8 2+6,1335,575 2+5,433,2 2=
=7889,617 см 3
5. Объем корпуса редуктора
V=L3A3Б
1) V=45,7695331,077317,76=25261,446 см 3
2) V=44,9715329,735318,03=24110,212 см 3
3) V=45,8125329,425318,93=25518,261 см 3
Строим график зависимости V и m от количества вариантов (рис. 4).
|
Рис. 4
Руководствуясь условием наибольшей компоновки редуктора, а также наименьшей его массы, выбираем оптимальный вариант компоновки редуктора - вариант 2.
4. Статическое исследование редуктора.
|
3.1.2 Рис. 5
= =4768,69 Н
=4768,69730,26=1224,601 Н
=
=
=1791,635 Н
=
=674,775 Н
Н
=1674,77530,568=377,469 Н
Определение крутящих моментов и частот вращения зубчатых колес.
1. Крутящий момент на конце быстроходного вала :
Т=95503Рэд /nэд =95503 13,691/2910 =45,0669 Н3м
2. Крутящий момент на шестерне быстроходного вала:
Т1 =Т3
=45,066930,99=44,6163 Н3м
3. Крутящий момент на колесе промежуточного вала:
Т2 =Т13
=39,3430,9735,86=253,608 Н3м
4. Крутящий момент на шестерне промежуточного вала:
Т3 =Т23=251,0719 Н3м
5. Крутящий момент на колесе тихоходного вала:
Т4 =Т33 3U2 =251,071930,9735,65=1376 Н3м
6. Крутящий момент на конце тихоходного вала:
Т5 =Т43=137630,99=1362,24 Н3м
Определение частот вращения валов.
1. Быстроходного вала
n1 =nэд =2910 об/мин
2. Промежуточного вала
n2 =n1 /U1 =2910/5,86=496,587 об/мин
3. Тихоходного вала
n3 =n2 /U2 =496,587/5,65=87,8915 об/мин
5. Расчеты зубчатых колес редуктора
5.1. Определение исходных расчетных данных зубчатой передачи
При выборе материалов для зубчатых колес необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб, стойкость поверхностных слоев зубьев и сопротивление заеданиям. Материалы и термообработку зубчатых колес выбираем по справочнику [3].
Тихоходная ступень:
Шестерня - материал сталь 40Х
Твердость поверхности зубьев 45…50НRC
Термообработка - ТВЧ
Колесо - материал Сталь 40Х
Твердость поверхности зубьев 320НВ
Термообработка - улучшение
Быстроходная ступень:
Шестерня - материал Сталь 45
Твердость поверхности зубьев 192…240НВ
Термообработка-улучшение
Колесо - материал Сталь 45
Твердость поверхности зубьев 241…285НВ
Термообработка-улучшение
5.2. Геометрические параметры зубчатой передачи
Быстроходная:
Число зубьев
Шестерни z1 =14
Колеса z2 =82
Передаточное число
U= ==5,86
Межосевое расстояние
aw=110 мм
4 Высота зуба
h=2,253m=2,2532=4,5
Нормальный модуль
mn=h/2,25=4,5/2,25=2
Угол наклона линии зуба на делительном цилиндре
соs = [mn3(z1 +z2 )]/(23 aw )=[23(14+82)]/(23110)=0,8727
=29,22°
Модуль торцовый
mt = mn / соs
=2/0,8727=2,2916
Делительный диаметр
Шестерни d1 = mt3 z1 =2,2916314=32,0824 мм
Колеса d2 = mt3 z2 =2,2916382=187,9112 мм
Диаметр окружности вершин
Шестерни 
=d1 +23(1+х)3mn =32,0824+232=36,0824 мм
Колеса 
= d2 +23(1+х)3mn =187,9112+232=191,9112 мм
где х=0 - смещение.
Диаметр окружности впадин
Шестерни 
=d1 -23( h*а +c*-х)3mn =32,0824-
- 23(1+0,25)32=27,0824 мм
Колеса 
=d2 -23(h*а +c*-х)3mn =187,9112-
- 23(1+0,25)32=182,9112 мм
Ширина венца колеса
в =49,5 мм
Длина общей нормали:
1) Шестерни
W1 =
= мм
где zw1Т =1+
=1+ »3 - число зубьев охватываемых при замере длины общей нормали,
a=20° - стандартный угол профиля исходного контура.
2) Колеса
W2 =
= мм
где zw2Т =1+
=1+ »10
Тихоходная:
Число зубьев
Шестерни z1 =17
Колеса z2 =96
4.1.1.1.1. Передаточное число
U= =5,65
4.1.1.1.2. Межосевое расстояние
aw=175 мм
5 Высота зуба
h=2,253m=2,2533=6,75
Нормальный модуль
mn =h/2,25=6,75/2,25=3
Угол наклона линии зуба на делительном цилиндре
соs = [mn3(z1 +z2 )]/(23 aw )=[23(17+96)]/(23175)=0,9685
=14,403°
Модуль торцовый
mt = mn / соs=3/0,9685=3,0973
Делительный диаметр
Шестерни d1 = mt3 z1 =3,0973317=52,6541 мм
Колеса d2 = mt3 z2 =3,0973396=297,3408 мм
Диаметр окружности вершин
Шестерни =d1 +23(1+х)3mn =52,6541+233=58,6541 мм
Колеса = d2 +23(1+х)3mn =297,3408+233=303,3408 мм
где х=0 - смещение.
Диаметр окружности впадин
Шестерни =d1 -23( h*а +c*-х)3mn =52,6541-
- 23(1+0,25)33=45,1541 мм
Колеса =d2 -23(h*а +c*-х)3mn =297,3408-
- 23(1+0,25)33=289,8408 мм
Ширина венца колеса
в =61,3 мм
Длина общей нормали:
1) Шестерни
W1 =
= мм
где zw1Т =1+=1+ »3 - число зубьев охватываемых при замере длины общей нормали,
a=20° - стандартный угол профиля исходного контура.
2) Колеса
W2 =
= мм
где zw2Т =1+=1+ »12
5.3 Определение расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления
Быстроходная ступень:
1 Для стальных зубчатых колес zе - коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес
zе =190
2. t =arctg(tg20°/cos)=arctg(0,3638/0,8727)=22,6385
3 inv 
tw =inv t +23(x1 +x2 )3tg20°/(z1+z2)=inv22,6385=0,02192
4 в =arcsin(sin 3cos20°)=arcsin(sin29,223°3cos20°)=27,3075°
5 zH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
zH =
=
=2,2365
6 
=bw3sin / 3mn =24,753sin29,223°/3,1432=1,924
7. =[1,88-3,23( )]3cos =[1,88-
- 3,23( 
)]3сos29,223°=1,4071
8. z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
z = = =0,843
9. FtH - окружная сила
FtH=
= =2672,11 Н
10. Bw - рабочая ширина венца зубчатой передачи
Bw /2=24,75 мм
11. d1 , d2 - делительный диаметр
d1 =32,08 мм
d2 =187,9112 мм
12. Передаточное число
U = 5,86
13. КА - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку
КА =1
14. КHV -коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку
КHV =1,10
15. = bw /dw =49,5/32,08=0,7715
16. Кh - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
Кh =1,023
17. КH -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
КH =1.055
18. -расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления
=zE3zH3z 3
где KH=KА3KHV3K H 3 КH
=131,1031,02331,055=1,187
Тогда,
=19032,236530,8433 =
=547,8796 МПа
Тихоходная ступень:
1. zе =190
2. t =arctg(tg20°/cos)=arctg(0,3638/0,9685)=20,5952°
3. inv tw=inv t +23(x1 +x2 )3tg20°/(z1 +z2 )=0,01631
4. в =arcsin(sin 3cos20°)=arcsin(sin14,4033cos20°)=13,517°
5. zH =
=
=2,4301
6. 
=bw3sin / 3mn =61,33sin14,403°/3,1433=1,6186
7. 
=[1,88-3,23( 
)]3cos=
=[1,88-23( ]3сos14,403°=1,6063
8. z
= = =0,788
9. FtH = = =9537,3941Н
10. вw =61,3 мм
11 d1 =52,6541 мм
12 U = 5,65
13 КА=1
14 КHV=1,10
15 =bw /dw =61,3/52,6541=1,1642
16 КH b =1,026
17 КH =1,04 (для 8 степени точности)
18 =zE3zH3z 3
где KH=KА3KHV3K H 3 КH =131,1031,02631,04=1,17374
Тогда,
=19032,430130,7883 =
=736,0604 МПа
5.4 Определение расчетного напряжения изгиба в опасном сечении зуба
Тихоходная ступень:
1) Шестерня:
1. Ft F - окружная сила
Ft F =Ft H =9537,3941 Н
2. КА=1
3. КFV =1,03
4. КF =1,075
5. КF =[4+( ]/43 =[4+(1,6063-1)3
3(8-5)]/431,6063=0,654
6. zv =z/cos
=17/cos 314,403° =18,7092
7. YFS - коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрацию напряжений
YFS =3,47+13,2/zv -29,7/zv +0,0923х 2=3,47+13,2/18,7092=4,1755
8. Y - коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев
Y =1/ =1/1,4071=0,6225
9. Y - коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев
Y=1-
=1 -1,73 =0,8057
10. bw=61,3 мм
11. mn-нормальный модуль
mn=3 мм
12. KF =KА3KFV3KF 3K
=131,0331,07530,654=0,7241
13. Расчетное местное напряжение изгиба
=
= 
=78,6443 МПа
2) Колесо:
1. Ft F - окружная сила
Ft F =Ft H =9537,3941 Н
2. КА=1
3. КFV =1,03
4. КF =1,075
5. КF =[4+( ]/43 =[4+(1,6063-1)3
3(8-5)]/431,6063=0,654
6. zv =z/cos=96/cos 314,403° =105,652
7. YFS - коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрацию напряжений
YFS =3,47+13,2/zv -29,7/zv +0,0923х 2=3,47+13,2/18,7092=4,1755
8. Y - коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев
Y =1/ =1/1,4071=0,6225
9. Y - коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев
Y=1-=1 -1,73 =0,8057
10. bw=61,3 мм
11. mn-нормальный модуль
mn=3 мм
12. KF =KА3KFV3KF 3K=131,0331,07530,654=0,7241
13. Расчетное местное напряжение изгиба
=
= 
=67,7128 МПа
5.5 Определение допускаемого контактного напряжения
Тихоходная ступень:
1) Шестерня
-предел контактной выносливости
=173HRC+200=14345+200=1016 МПа
SHmin - минимальный коэффициент запаса прочности
SHmin=1,1
NHlim - базовое число циклов, NHlim =70310 6
KHE =0,125
NHE - эквивалентное число циклов
NHE =603nw3n3Lh3KHE =
=60313496,58738310 330,125=
КHL - коэффициент долговечности
КHL =
= =1,0271 > 1
[ 
H ]1 - допускаемое контактное напряжение для передачи
[ H ]1=( /SHmin )3 КHL1 =(1016/1,1)31,0271=869,693 МПа
2) Колесо:
=23HВ+70=23320+70=710 МПа
SHmin =1,2
NHlim =37310 6
KHE =0,125
NHE =603nw3n3Lh3KHE =
=6031387,891538310 630,125=
КHL =
=
=1,2326
[ H] 2 =( /SHmin )3 КHL2 =(710/1,2)31,2326=795,587 МПа
Допускаемое контактное напряжение для косозубых и шевронных передач
[ H ]=0,453( [ H ]1 + [ H ]2)=
=0,453(1795,587+869,693)=749,376 МПа
1,233[ H ]min =921,732 МПа
5.6 Определение допускаемого напряжения изгиба
1) Шестерня:
-предел выносливости зубьев при изгибе
= 650 МПа
SF - минимальный коэффициент запаса прочности
SF=1,75
NFlim1 - базовое число циклов
NFlim1 =43106
NFE - эквивалентное число циклов
NFE =
КFL1 - коэффициент долговечности
КFL1 =
= =0,6375 < 1, тогда КFL1 =1.
YR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности
YR=1
Yx - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса
Yx =1,05-0,0001253d=1,05-0,0001253297,3408=1,0128
Y - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений
Y
=1,082-0,1723lg m=1,082-0,1723lg3=0,99
[ F ]1 - допускаемое напряжение изгиба для переходной поверхности зуба
[ F ]1 =( 3 КFL13YR 3 Yx 3 Y )/SF1 = =(650313131,012830,99)/1,75=372,421 МПа
2) Колесо:
- предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба 
=1,83HВ=23320=576 Мпа
SFmin - коэффициент безопасности , SFmin=1,75
NHlim2 =4310 6
NFE2 =
КFL2=
= =0,8507 < 1, тогда КFL2 =1
YR =1
Yx =1,05-0,0001253d=1,05-0,000125352,65=1,0434
Y
=1,082-0,1723lg m=1,082-0,1723lg3=0,99
[ F]2 =( 3КFL2 3YR 3Yx 3 Y )/SF2 =
=(576313131,043430,99/1,75)=339,993 МПа
[ Н] / Н , 749,376 МПа/736,0604 МПа
749,376 МПа/547,8796 МПа
условия прочности
[ F] / F , 372,441 Мпа /78,6443 МПа выполняются
339,993 МПа/67,7128 МПа
6. Определение размеров валов
Входной и выходной валы редуктора имеют консольные участки для установки муфт. форма консольного вала обеспечивает точное и надежное соединение, возможность легкого монтажа и снятия устанавливаемых деталей. Консольные участки входного и выходного вала выполнены коническими. Конические концы валов по ГОСТ [2 стр. 404] . Конический конец входного вала выполнен с наружной резьбой (рис. 6), а конец выходного вала выполнен с внутренней резьбой (рис. 7). .
Размеры выходного вала определяются по справочнику [1].
4.1.1.1.2.1. Быстроходный вал (рис. 6)
d=25 мм
l1 =60 мм
l2 =42 мм
l2 /2=21 мм
dср =22,9 мм
d1 =M16x1.5
t2 =2,3 мм
диаметр под подшипник dп =dср +23t2+0,5=22,9+232,3+0,5=28
принимаем dп =30 мм
|
5.1.1
5.1.2 Рис. 6
Тихоходный вал (рис. 7)
d=63 мм
l1 =140 мм
l2 =105 мм
l2 /2=52,5 мм
dср =57,75 мм
d2 =M20
t2 =4,3 мм
диаметр под подшипник dп =dср +23t2 +0,5=57,75+234,3+0,5=66,85
принимаем dп =70мм
|
5.1.3
5.1.4 Рис. 7
7. Подбор подшипников качения
Быстроходный вал =(6…8)3 =83 =28,469 мм
Принимаем =30 мм
Выбираем подшипник № 000 ГОСТ 8328-75 - роликоподшипник радиальный с короткими цилиндрическими роликами.
Промежуточный вал =(6…8)3 =83 =28,374 мм
Округляем =30 мм
Выбираем подшипник 206 ГОСТ 8338-75 - шарикоподшипник радиальный однорядный.
С=22000 Н
С0 =15100 Н
=0,081 , по таблице 21 [1] определяем параметр межосевого расстояния е=0,28
> 0,28
Значит Х=0,56 и
Y=1,55
Эквивалентная нагрузка:
P=(X3V3 Fr +Y3 Fa)3Kd3Kt =
=(0,563133456,279+1,5531224,601)31,331=4983,742 Н
где Kd =1 (табл. 56 [1] при спокойной нагрузке),
Kt =1,3 (табл. 57 [1], при Т=125°С)
Требуемый ресурс:
Lh =a13a23 =
=1313
Lhe=Lh3Khe =830,25310 3=2000 часов
Lhe< Lh , 2000<2887,053
Т. К. расчетная долговечность больше требуемой, то подшипник пригоден.
Тихоходный вал =(6…8)3 =83 =66,735 мм
Округляем, тогда =70 мм.
Выбираем подшипник № 000 ГОСТ 8338-75 - шарикоподшипник радиальный однорядный.
8. Уточненные расчеты валов на прочность.
Валы - детали, предназначенные для передачи крутящего момента вдоль своей оси и для поддержания вращающихся деталей машин.
Рассчитаем на прочность промежуточный вал (рис. 8).
|
5.1.5 Рис. 8
4.1.1.1.2.1.1. в=
31 мм
с=
=63 мм
Определим нагрузку в опорах.
Вертикальная плоскость Х-Y (рис. 9):
|
5.1.6 Рис. 9
Горизонтальная плоскость Х-Z (рис. 10):
R4z =849,186 Н
|
5.1.7 Рис. 10
Находим изгибающий момент в вертикальной плоскости (рис. 11):
1) 0<X<в
Mz(x)=-R3y3x
Мz(0)=0
Mz(в)=-R3y3в=-3059331=94,829310 -3Н3м
2) в<X<(в+с)
Mz(x)=-R3y3x-F t2б3(x-в)
Мz(в)=-R3y3в=-3059331=94,829310 -3 Н3м
Мz(в+с)=-R3y3(в+с)-F t2б3(в+с-в)=30593(63+31)-674,7363=
=330,05310 -3 Н3м
3) (в+с)<X<(в+23с)
Mz(х)=-R3y3x-F t2б3(x-в)- F t1т3(х-(в+с))
Мz(в+с)=-R3y3(в+с)-F t2б3(в+с-в)=30593(63+31)-674,7363 =
=330,05310 -3 Н3м
Mz(в+23с)=-R3y3(в+23с)-F t2б3(в+23с-в)- F t1т3(в+23с-(в+с))=
=30593(31+2363)-674,732363-1791,6363=
=94,829310 -3 Н3м
4) (в+23с)<X<(23в+23с)
Mz(х)=-R3y 3x-F t2б3(x-в)- F t1т3(х-(в+с))-F t2б3(x-(в+23с))
Mz(в+23с)=-R3y3(в+23с)-Ft2б3(в+23с-в)-Ft1т3(в+23с-(в+с))=
=30593(31+2363)-674,732363-1791,6363=
=94,829310 -3 Н3м
Mz(23в+23с)= -R3y3(23в+23с)-Ft2б3(23в+23с-в)-
-Ft1т3(23в+23с-(в+с))=
=30593(2331+2363)-674,73(31+2363)-
-4768,73(31+63)-674,7331=0
Находим изгибающий момент в горизонтальной плоскости (рис. 11)
1) 0<X<в
Mу(x)=-R3y3x
Му(0)=0
Mу(в)=R3z3в=942,4331=29,2310-3 Н3м
2) в<X<(в+с)
Mу(x)=R3z3x+F r2б3(x-в)+Fa1Т 3dw1 /2
Му(в)=R3z3в+Fa1Т 3dw1 /2=942,4331+1224,601352,65/2=
=61,44310 -3 Н3м
Му(в+с)=R3z3(в+с)+F r2б3(в+с-в) +Fa1Т 3dw1 /2=942,43(63+31)+
+281,368363+1224,601352,65/2=138,54310 -3 Н3м
3) (в+с)<X<(в+23с)
Mу(х)=R3z3x+F r2б3(x-в)- Fr1т3(х-(в+с)) +Fa1Т 3dw1 /2
Му(в+с)=R3z3(в+с)+F r2б3(в+с-в) +Fa1Т 3dw1 /2=1942,43(63+31)+
+281,368363+1224,601352,65/2=138,54310 -3 Н3м
Mу(в+23с)=R3z3(в+23с)+F r2б3(в+23с-в)- F r1т3(в+23с-(в+с))+
+Fa1Т 3dw1 /2 =942,43(31+2363)+281,36832363-
-1791,635363+1224,601352,65/2=61,44310 -3Н3м
4) (в+23с)<X<(23в+23с)
Mу(х)=R3z3x+Fr2б3(x-в)-Fr1т3(х-(в+с))+Fr2б3(x-(в+23с))
Mу(в+23с)=R3z3(в+23с)+Fr2б3(в+23с-в)-Fr1т3(в+23с-(в+с))=
=942,43(31+2363)+281,36832363-1791,635363=
=29,2310 -3Н3м
Mу(23в+23с)=R3z3(23в+23с)+Fr2б3(23в+23с-в)-
-Fr1т3(23в+23с-(в+с))+ Fr2б3(23в+23с-(в+23с))=
=942,43(2331+2363)+281,3683(31+2363)-
-1791,6353(31+63)+281,368331=0
Суммарный изгибающий момент:
МS =
0<X<в
МS(в)= =99,22310 -3Н3м
в<X<(в+с)
МS(в)= =113310 -3Н3м
МS(в+с)= =357,94310 -3Н3м
(в+с)<X<(в+23с)
МS(в+с)= =357,94310 -3Н3м
МS (в+23с)= =113310 -3Н3м
(в+23с)<X<(23в+23с)
МS (в+23с)= =
=99,22310 -3Н3м
МS (23в+23с)=0
Максимальный изгибающий момент МS =357,94310 -3 Н3м
Крутящий момент Т=253,608310 -3 Н3мм
Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (sа =smаx , sм =0), а касательные напряжения - по пульсирующему циклу (tа = tм =0,53t). Материал вала - сталь 45 (sт =500 МПа, sв =750 МПа, s-1 =330 МПа, t-1 =180 МПа).
Рассмотрим второе и четвертое сечение
tа =tм =0,53t=(0,53Т)/(0,23d 3)=(0,53253,608310 3)/(0,2336 3)=
=6,7 МПа
sа =М/(0,13d 3)=(357,94310 3)/(0,1336 3)=76,72 МПа
Запас прочности рассчитывается по формуле:
S=
|
|
5.1.8
5.1.9 Рис. 11
Ss =
=
=1,98
где Кs=1,7 - для шпоночного паза [5]
ys=0,15 - для углеродистой стали [5]
es=0,63 - для углеродистой стали [5]
b=1 [2]
St =
где Кt=1,4 - для шпоночного паза [5]
yt=0,1 - для углеродистой стали [5]
et=0,63 - для углеродистой стали [5]
b=1 [2]
Запас прочности:
S= = =1,244
Рассмотрим третье сечение
tа =tм =0,53t=(0,53Т)/(0,23d 3)=(0,53253,608310 3)/(0,2358,6 3)=
=3,15 МПа
sа =М/(0,13d 3)=(357,94310 3)/(0,1358,6 3)=17,78 МПа
Запас прочности рассчитывается по формуле:
S=
Ss =
=8,54
St =
Запас прочности:
S= = =8,018
Так как S>[S]=1,5, то условие прочности соблюдается.
Проверка статической прочности при перегрузках.
sэкв. =
<[s]
Больше всего напряжено третье сечение.
sи =
=
=17,78 МПа
t=
=6,301 МПа
[s]=0,83sТ =0,83650=520 МПа
следовательно
sэкв.=
=20,86 МПа
sэкв<[s]
20,86 МПа¢520 МПа
Расчёт на жесткость
По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под шестерней. Средний диаметр принимаем равным d=45мм.
Здесь
=20310 4 мм 4
Прогиб в вертикальной плоскости от сил 
и
Прогиб в горизонтальной плоскости от сил и
yr =4,34310 -3+4,96310 -3+4,96310 -3=0,001426 мм
Суммарный прогиб
Допускаемый прогиб
[y] мм
9. Расчеты соединений
Для соединения крышки с корпусом используются винты с цилиндрической головкой (рис.12).
Размеры элементов корпуса и крышки принимают:
d=10 мм
К =2,73d=2,7310=27 мм
С1 =0,53К=0,5327=13,5 мм
|
5.1.10 Рис. 12
Для точного фиксирования положения крышки редуктора относительно корпуса. Точность фиксирования достигается штифтами.
Размеры штифтов:
dшт =(0,7…0,8)3d=0,6310=6 мм
|
5.1.11 Рис. 13
10. Определение размеров корпусных деталей
Обоснование и конструкция крышек подшипников.
Размеры крышки определяются прежде всего размером внешнего кольца подшипника. В данном курсовом проекте использовались закладные крышки. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.
Манжетные уплотнения.
Широко применяются при смазывании подшипников жидким маслом и приокружной скорости вала до 20 м/с. манжета состоит из корпуса, изготовленного из маслобензостойкой резины, каркаса, представляющего собой стальное кольцо Г-образного сечения, и браслетной пружины. Каркас придает манжете жесткость и обеспечивает плотную посадку в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты, вследствие чего образуется рабочая кромка шириной b=0,4…0,6 мм, плотно охватывающая поверхность вала.
Манжеты, предназначенные для работы в засоренной среде, выполняют с дополнительной рабочей кромкой, называемой “Пыльником”.
Манжету обычно устанавливают открытой стороной внутрь корпуса.
К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла 95%-ный ресурс для манжет – не менее 3000 ч.
Конструирование прочих элементов редуктора.
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатели жезловые (щупы).
Исполнение наклонного щупа вызывает некоторые технологические трудности при формовке корпуса и сверлении наклонного отверстия. Поэтому вертикальное исполнение предпочтительнее.
При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках. Отдушину используют также в качестве пробки, закрывающей отверстие для залива масла.
Крышку фиксируют относительно корпуса штифтами. Штифты предотвращают взаимное смещение деталей при растачивании отверстий под подшипники, обеспечивают точное расположение деталей при повторных сборках.
Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины (рис. 14), отливая их заодно с крышкой. В данном курсовом проекте проушина выполнена в виде ребра с отверстием.
R~d=36 мм
d~33δ1 =3312~36 мм
|
Рис. 14
Люк в верхней части крышки используют не только для заливки масла, но и для осмотра зацепления подшипников. Размеры его приняты по возможности большими, форма - прямоугольной.
Люк закрывают крышкой. В данном проекте используется штампованная крышка, объединенная с отдушиной и фильтром. Крышка состоит из верхней плоской пластины, на которой выдавлены гофры, через которые внутренняя полость редуктора соединяется с атмосферой. В нижней штампованной части имеются 2 отверстия диаметром 4 мм. Эта часть крышки по периметру окантована привулканизированной резиной. Фильтр, состоящий из тонкой медной проволоки, заполняет пространство между верхней и нижней частями крышки. Крышка крепится винтом.
Зазор между колесами и стенками редуктора
а=
, где
L-наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм
L=awб +аwT +daT/2 +(dпбв +10)/2=110+175+303,34/2+(30+10)/2=456,67 мм
а=
=13,7
Принимаем а=15 мм
Толщина стенки корпуса редуктора
d=1,83
=1,83
=12 мм
|
d1 =0,83d=0,8312=10 мм
При креплении корпуса к плите винтами
h0=2,53(dф +d)
Диаметр отверстия
d0=dф+2 мм
Диаметр dф и число болтов n:
dф=М16
n=4
Рис. 14
11. Подбор системы смазки
В данном редукторе используется картерная система смазывания, т. е. корпус является резервуаром для масла. Масло заливают через верхний люк. Для слива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.
При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Браковочными признаками служат повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтому масло, залитое в корпус редуктора или коробки передач, периодически меняют.
Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.
Отверстие для выпуска масла закрывают пробкой с цилиндрической резьбой.
.
Список литературы:
1. «Справочник конструктора - машиностроителя» том 1. - М.: Машиностроение, 1978 - с. 728.
2. «Справочник конструктора - машиностроителя» том 2. - М.: Машиностроение, 1979 - с. 559.
3. , «Конструирование узлов и деталей машин» - М.: Высшая школа, 1985 - с.416.
4. «Детали машин» - М.: Машиностроение,1989 - с. 496.
5. «Детали машин»- М.: Высшая школа 1991 - с.383.
