Привод к реечному домкрату

Привод к реечному домкрату

Содержание

1. Техническое задание

. Введение

. Кинематический, энергетический и силовой расчёт

. Расчёт цилиндрических передач

.1 Расчёт косозубой передачи

.2 Расчёт прямозубой передачи

. Эскизное проектирование

5.1 Диаметры валов

.2 Размеры участков валов

.3 Расстояние между деталями передач

. Выбор и расчёт подшипников

.1 Входной вал

.2 Промежуточный вал

.3 Выходной вал

. Уточнённый расчёт валов

.1 Построение эпюр изгибающих моментов

7.1.1 Входной вал

.1.2 Промежуточный вал

.1.3 Выходной вал

.2 Расчёт валов на прочность

.2.1 Входной вал

.2.2 Промежуточный вал

7.2.3 Выходной вал

. Расчёт шпоночных соединений

. Конструирование зубчатых колёс

. Обоснование выбора конструкции крышек подшипников

. Определение размеров элементов корпуса редуктора

. Смазка редуктора

.1. Смазочные устройства

. Подбор и расчёт муфт

. Список литературы

1. Техническое задание

Задание. Привод к реечному домкрату. Вариант 4.

Исходные данные:

Вес поднимаемого груза G=16 кН;

Скорость поднимаемого груза V=0,1 м/с;

Частота вращения выходного вала n₃=55 об/мин;

Коэффициент полезного действия быстроходной передачи η₁=0,97;

Коэффициент полезного действия тихоходной передачи η₂=0,96;

Коэффициент использования суточный К_с=0,5;

Коэффициент использования годовой К_Г=0,5;

2. Введение

Цель курсового проекта спроектировать привод к реечному домкрату, включающего: электродвигатель; двухступенчатый цилиндрический редуктор с разнесённой быстроходной ступенью (редуктор - механизм, состоящий из зубчатых цилиндрических передач, служащий для передачи движения от двигателя к рабочему органу с уменьшением частоты вращения и увеличением вращающего момента и цепную передачу).

Поставленная цель решается посредством следующих задач:

выбор электродвигателя и кинематический расчет привода;

расчет зубчатой передачи;

предварительный расчет валов;

уточненный расчет валов;

проверка долговечности подшипников;

выбор смазки редуктора;

проверка прочности шпоночного соединения;

подбор муфт.

Узлы привода смонтированы на сварной раме.

Для смазывания трущихся поверхностей деталей редуктора применяют индустриальное масло И-Г-А-32, зубчатые колеса смазывают погружением в ванну с жидким смазочным материалом в нижней части корпуса редуктора - картерным способом. Остальные узлы и детали, в том числе подшипники качения, смазываются за счет разбрызгивания масла погруженными колесами и циркуляции внутри корпуса образовавшегося масляного тумана.

Для предотвращения вытекания смазочного материала из корпуса редуктора или выноса его в виде масляного тумана и брызг, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги применяют уплотнительные устройства.

3.      Кинематический, энергетический и силовой расчёт

реечный домкрат редуктор шпоночный

Индекс "1" в обозначении величин используется для быстроходного ступени(ведущего) вала, индекс "2" - для промежуточного, а индекс "3" - для тихоходного (ведомого) вала.

) Определение крутящего момента на тихоходном валу.

кВт

Нм

) Определение коэффициента полезного действия.

) Определение мощности на быстроходном валу.

кВт

) Определение передаточных чисел и выбор двигателя.

Стандартные значения передаточных чисел: U₁=5,5

₂=4,5

Учитывая необходимую мощность и число оборотов на входном валу выбираем стандартный двигатель: 90L4\1425

) Определение фактической частоты оборотов на выходном валу.

об\мин

) Отклонение.

) Определение фактического крутящего момента на выходном валу.

=Нм

8) Определение крутящего момента на промежуточном валу.

Нм

9) Определение крутящего момента на входном валу.

Нм

) Определение частоты вращения промежуточного вала.

об\мин

) Определение мощности на промежуточном валу.

кВт

) Проверка.

кВт

Нм

Нм

Нм

Нм

4. Расчёт цилиндрических передач

4.1 Расчёт косозубой передачи

). Время работы передачи t = t_г (лет)×365(дней)×24(часа)

Кг×Кс=10×365×24×0,5×0,5=21900 час.

). Выбор материала. Определение допускаемых напряжений для проектного расчета.

2.1. Выбор материала.

В соответствии с выбранным материалом и поверхностной твердостью главным расчетным критерием является контактная прочность.

.2 Допускаемые усталостные контактные напряжения зубчатого колеса.

Далее все параметры, относящиеся к шестерне, будут обозначаться индексом "1", параметры, относящиеся к колесу - индексом "2".

Расчет по этим допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течении заданного срока службы t.

где Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость. При заданных значениях частот вращения валов можно предварительно предположить, в каком интервале лежит окружная скорость_H - коэффициент запаса

Z_R1=0,95              Z_R2=0,95

Z_V1=1                            Z_V2=1_H1=1,3                  S_H2=1,2               

Z_N - коэффициент долговечности  

_HG - базовое число циклов

N_GH = (HB)³ £ 12×10⁷.

HRC=375HB_GH1=(375)³=5,2×10⁷_GH2=(230)³=1,2×10⁷

_HE1 - эквивалентное число циклов шестерни

_HE1 = 60×n₁×t×e_H.

_H - коэффициент эквивалентности, который определяется по гистограмме нагружения

m - степень кривой усталости, равная 6_i - каждая последующая ступень нагрузки, действующая в течении времени

где T_max - наибольший из длительно действующих моментов. В нашем случае это будет момент T

_HE1=60×1425×21900×0,336=62,9×10⁷

s_Hlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N_HG

σ_Hlim1=17(HRC)+200=17×40+200=880 Мпа

σ_Hlim2=2(НВ)+70=2×230+70=530 Мпа

Мпа

Мпа

Расчетные допускаемые контактные напряжения для передачи

=0,45(643+419,6)=478,2 Мпа

Кроме того, должно соблюдаться соотношение:

[σ]_Н2<[σ]_Н<1,25[σ]_Н2

,6<478,2<1,25×419,6

3). Выбор расчетных коэффициентов.

.1.Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчётов выбирается из интервала K_H = 1,3...1,5.

Для косозубых передач K_H берётся меньше из-за большей плавности работы и, следовательно, меньшей динамической нагрузки K_H = 1,3

.2. Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса.

Для одноступенчатых редукторных передач рекомендуется y_а=0,4…0,5 y_а=0,4

). Проектный расчет передачи.

.1. Определение межосевого расстояния.

Для закрытой передачи, если оба или хотя бы одно из колёс имеет твёрдость меньше 350 ед., проектный расчёт проводится на усталостную контактную прочность для предотвращения выкрашивания в течение заданного срока службы t.

Здесь T₁ - момент на валу шестерни в Нм. Числовой коэффициент: Ка=410

мм

Вычисленное межосевое расстояние принимается ближайшим стандартным a_W=80 мм

.2. Выбор нормального модуля.

=(0,8..1,6) мм

Выписать все стандартные значения нормального модуля, входящие в интервал m=1; 1,25; 1,5.

Принимаем m=1,25 мм.

.3. Числа зубьев.

Задаёмся углом наклона зуба. β=35°

=

=16·5,5=88

Уточняем угол наклона зубьев:

=

4.5. Делительные диаметры

мм

мм

Выполняем проверку мм

.6. Диаметры выступов

.7. Диаметры впадин

 мм

 мм

4.8. Расчетная ширина колеса

мм

Ширина каждого колеса разнесенной пары

 мм

Проверка ширины по достаточности осевого перекрытия

.

 условие выполняется.

.9. Торцовая степень перекрытия

.

.10. Окружная скорость

 м\с

Если скорость отличается от ориентировочно принятой в п. 2.2 при определении коэффициента K_V, следует вернуться к п. 2.2 и уточнить допускаемые напряжения.

). Проверочные расчеты.

5.1. Для проверочных расчётов как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

.

.

K_HV и K_FV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки.

с помощью метода интерполяции: K_HV=1,05  K_FV=1,07_Hb и K_Fb - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).

y_d=b_W/d₁=32/24,6=1,3

Из таблицы методом интерполяции: K_Hb=1,045                K_Fb=1

_Ha и K_Fa - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

Из таблицы методом интерполяции: K_Ha= K_Fa=1,029

Кн=1,05·1,045·1,029=1,13

К_F=1,07·1·1,029=1,1

5.2. Проверка по контактным напряжениям.

Z_E - коэффициент материала. Для стали Z_E = 190._e - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий

=

_H - коэффициент формы сопряжённых поверхностей.

Из таблицы методом интерполяции: Z_H=2,2_t - окружное усилие

=

462,6 Мпа

Отклонение

.3. Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

.3.1. Допускаемые напряжения изгиба

.

Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t и, как следствие, поломку зуба._R - коэффициент шероховатости переходной кривой. По таблице Y_R=1_X - масштабный фактор. По таблице Y_X=1_d - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения. Y_d=1,082 - 0,172×lg m= 1,06_A - коэффициент реверсивности нагрузки. По таблице Y_A=1_N - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

.

N_FG - базовое число циклов. Для стальных зубьев N_FG = 4×10⁶._FE1 - эквивалентное число циклов шестерни N_FE1 = 60×n₁×t×e_F._F - коэффициент эквивалентности

.

N_FE1=60·1425·21900·0,27=50,5·10⁷

Эквивалентное число циклов колеса

.

S_F1=S_F2=1,7

σ_Flim=1,75 (HB)

σ_Flim1=1,75·375=656,2 Мпа

σ_Flim2=1,75·230=402,5 Мпа

Мпа

Мпа

.3.2. Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса

.

_FS - коэффициент формы зуба

.

X - коэффициент сдвига инструмента. Х=0_V - эквивалентное число зубьев

=

_e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении

=

_b - коэффициент угла наклона зуба

.

Действительный запас усталостной изгибной прочности

=

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.

.4. Проверка на контактную статическую прочность.

 .

T_max=T_пик - пиковая нагрузка по гистограмме нагружения.

[s]_Hmax - допускаемые статические контактные напряжения.

.=2,8·850=2380 Мпа

.5. Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса

.

- допускаемые статические напряжения изгиба.

=0,8·850=680 Мпа

Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.

4.2 Расчёт прямозубой передачи

1). Время работы передачи t = t_г (лет)×365(дней)×24(часа)

Кг×Кс=10×365×240×0,5×0,5=21900 час.

). Выбор материала. Определение допускаемых напряжений для проектного расчета.

2.1. Выбор материала.

В соответствии с выбранным материалом и поверхностной твердостью главным расчетным критерием является контактная прочность.

.2.     Допускаемые усталостные контактные напряжения зубчатого колеса.

Далее все параметры, относящиеся к шестерне, будут обозначаться индексом "1", параметры, относящиеся к колесу - индексом "2".

Расчет по этим допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течении заданного срока службы t.

где Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость. При заданных значениях частот вращения валов можно предварительно предположить, в каком интервале лежит окружная скорость_H - коэффициент запаса

Z_R1=1                   Z_R2=1

Z_V1=1                            Z_V2=1_H1=1,2                  S_H2=1,2               

Z_N - коэффициент долговечности  

N_HG - базовое число циклов

N_GH = (HB)³ £ 12×10⁷._GH1=(250)³=1,97×10⁷_GH2=(230)³=1,2×10⁷

_HE1 - эквивалентное число циклов шестерни

_HE1 = 60×n₁×t×e_H.

e_H - коэффициент эквивалентности, который определяется по гистограмме нагружения

m - степень кривой усталости, равная 6_i - каждая последующая ступень нагрузки, действующая в течении времени

где T_max - наибольший из длительно действующих моментов. В нашем случае это будет момент T

N_HE1=60×1425×259×0,336=11,43×10⁷

s_Hlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N_HG

σ_Hlim1=2(НВ)+70=2×250+70=570 Мпа

σ_Hlim2=2(НВ)+70=2×230+70=530 Мпа

Мпа

Мпа

Расчетные допускаемые контактные напряжения для передачи

=441,7 Мпа

3.1.Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчётов выбирается из интервала K_H = 1,3...1,5.

Для косозубых передач K_H берётся меньше из-за большей плавности работы и, следовательно, меньшей динамической нагрузки. K_H = 1,3

.2. Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса.

Для одноступенчатых редукторных передач рекомендуется y_а=0,4…0,5 y_а=0,5

). Проектный расчет передачи.

.1. Определение межосевого расстояния.

Для закрытой передачи, если оба или хотя бы одно из колёс имеет твёрдость меньше 350 ед., проектный расчёт проводится на усталостную контактную прочность для предотвращения выкрашивания в течение заданного срока службы t.

Здесь T₁ - момент на валу шестерни в Нм. Числовой коэффициент: Ка=410

мм

Вычисленное межосевое расстояние принимается ближайшим стандартным a_W=125 мм

.2. Выбор нормального модуля.

=(1,25…2,5) мм

Выписать все стандартные значения нормального модуля, входящие в интервал m=1,25; 1,5; 2; 2,5.

Принимаем m=1,25 мм.

.3. Числа зубьев.

4.5. Делительные диаметры

мм

мм

Выполняем проверку мм

.6. Диаметры выступов

.7. Диаметры впадин

 мм

 мм

.8. Расчетная ширина колеса

мм

.9. Торцовая степень перекрытия

.

.10. Окружная скорость

 м\с

Если скорость отличается от ориентировочно принятой в п. 2.2 при определении коэффициента K_V, следует вернуться к п. 2.2 и уточнить допускаемые напряжения.

). Проверочные расчеты.

5.1. Для проверочных расчётов как по контактной, так и по изгибной прочности

.

.

K_HV и K_FV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки.

Из таблицы с помощью метода интерполяции: K_HV=1,018        K_FV=1,018_Hb и K_Fb - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).

y_d=b_W/d₁=62,5/45=1,4

Коэффициент K_Fb=(0,8...0,85)×K_Hb ³1

Из таблицы методом K_Hb=1,05               K_Fb=1_Ha и K_Fa - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

Из таблицы методом интерполяции: K_Ha = K_Fa=1

Кн=1,05·1,05·1=1,069

К_F=1,018·1·1=1,018

.2. Проверка по контактным напряжениям.

Z_E - коэффициент материала. Для стали Z_E = 190._e - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий

=

Z_H - коэффициент формы сопряжённых поверхностей.

Из таблицы методом интерполяции: Z_H=2,5_t - окружное усилие

=

448,8 Мпа

Отклонение

.3. Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

.3.1. Допускаемые напряжения изгиба

.

Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t и, как следствие, поломку зуба._R - коэффициент шероховатости переходной кривой. По таблице Y_R=1_X - масштабный фактор. По таблице Y_X=1_d - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения.

Y_d=1,082 - 0,172×lg m= 1,05

_A - коэффициент реверсивности нагрузки. По таблице Y_A=1_N - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

.

N_FG - базовое число циклов. Для стальных зубьев N_FG = 4×10⁶._FE1 - эквивалентное число циклов шестерни N_FE1 = 60×n₁×t×e_F._F - коэффициент эквивалентности

.

N_FE1=60·259·21900·0,27=9,18·10⁷

Эквивалентное число циклов колеса

.

S_F1=S_F2=1,7

σ_Flim=1,75 (HB)

σ_Flim1=1,75·250=437,5 Мпа

σ_Flim2=1,75·230=402,5 Мпа

Мпа

Мпа

.3.2. Рабочие напряжения изгиба.

.

Y_FS - коэффициент формы зуба

.

- коэффициент сдвига инструмента. Х=0_V - эквивалентное число зубьев Z_V=Z_e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении _b - коэффициент угла наклона зуба .

Рабочие напряжения определяются для каждого зубчатого колеса или для того, у которого меньше отношение: .

Действительный запас усталостной изгибной прочности

=

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.

5.4. Проверка на контактную статическую прочность.

 .

_max=T_пик - пиковая нагрузка по гистограмме нагружения.

[s]_Hmax - допускаемые статические контактные напряжения.

.=2,8·650=1820 Мпа

.5. Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса

.

- допускаемые статические напряжения изгиба.

=0,8·650=520 Мпа

Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.

5. Эскизное проектирование

.1 Диаметры валов. Расстояние между деталями передач

). Быстроходный вал.

d ≥ (7…8) принимаем d = 20 мм

d_п≥24+2t_кон=20+2*1,5=23 мм, принимаем d_п= 25мм

d_БП≥ d_п +3r = 25 + 3*1.5=29.5мм, принимаем d_БП=30

d_к принимаем равным диаметру вершин шестерни быстроходной передачи, d_к=27.11 мм.

). Промежуточный вал.

d _к≥(6…7) принимаем d _{к =} 30 мм

d_БК≥ d_к +3f= 30 + 3*1=33 мм, принимаем d_БК=35 мм.

d_П≥ d_к -3r=30 - 3*2=24 мм, принимаем d_П=25 мм.

d_БП≥ d_п +3r= 30 +3*2=31 мм, принимаем d_БП=30 мм.

). Тихоходный вал.

d ≥ 5*, принимаем d=36 мм.

d_п≥d+2t_кон=36+2*2=40 мм.

d_БП≥ d_п +3r=40+3*2.5=47.5 мм, принимаем d_БП= 47 мм.

.2 Расстояние между деталями передач

Зазор между колёсами и внутренней поверхностью корпуса  - расстояние между внешними поверхностями деталей передач, а=12 мм.

Расстояние между торцевыми поверхностями колёс с=(0,3…0,5)а=(3,6…6) мм, с=4,5 мм.

.3 Размеры других участков валов

Конические концы валов.

Длина цилиндрического участка конического конца

а) на входном валу: 0,15d= 0,15*20=3 мм.

б) на выходном валу: 0,15d=0,15*36=5,6 мм, принимаем 6 мм.

Длина промежуточного участка l_кб=1,4d_п

а) на входном валу: l_кб=39 мм.

б) на выходном валу: l_кб=48 мм.

6. Выбор и расчёт подшипников

.1 Входной вал

Рис.1. Расчётная схема для определения реакций опор на входном валу

l₁=30,5 мм.

l₂=153 мм.

l₃=53 мм.

Fm=

Ft=Н; Ft₁=Н;

Fr=Н; Fr₁=H;

Fa=Fttgβ=670,78 H; H;

Вертикальная плоскость:

∑Ма=0;

∑Mб=0;

Горизонтальная плоскость:

∑Ма=0;

∑Mб=0;

Суммарные реакции опор:

Подбор подшипников.

n=1425 об/мин;           R_A=726 H;

d=25 мм;                      R_Б=565,9 Н;

L=21900 ч;          Fa=670,78 H;

Схема установки - враспор;

Условия эксплуатации подшипников - обычные;

Режим нагружения - перменный;

Ожидаемая температура работы t=45°;

Предварительно принимаем радиальные подшипники с коротким цилиндрическим роликом с одним бортом на наружном кольце (ГОСТ 8328-75), лёгкой серии, 12205.

Для этих подшипников: Сr=16800 H; C₀r=7350 H;

При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения эквивалентная динамическая нагрузка определяется формулой

;  

Подшипники 12205 не воспринимают осевую нагрузку, поэтому второе слагаемое в скобках =0; F_r=R.

Р=

X=1; V=1; K_Б=1,4; K_T=1.

В опоре А: P_A= 1*1*726*1,4*1=1016 H.

В опоре Б: Р_Б=1*1*565,9*1,4*1=792,26 Н.

 Н

 Н

Расчёт проводим для опоры А, которая больше нагружена.

a₂₃=0,5;

ч.

Это больше требуемого ресурса L_h=21900 ч., поэтому подшипник 12205 пригоден.

6.2 Промежуточный вал

Рис.2. Расчётная схема для определения реакций опор на промежуточном валу

l₁=30,5 мм.

l₂=153 мм.

l₃=76,5 мм._t1=467,1 H.

F_r1=209,4 H._a1=335,4 H/

Вертикальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

∑Мв=0;

∑Mг=0;

Горизонтальная плоскость

∑Мв=0;

∑Mг=0;

Суммарные реакции:

Подбор подшипников.

n=259 об/мин;             R_В=942,3 H;

d=25 мм;                      R_Г=942,3 Н;

L=21900 ч;          Fa=670,78 H;

Схема установки - враспор;

Условия эксплуатации подшипников - обычные;

Режим нагружения - перменный;

Ожидаемая температура работы t=45°;

Предварительно принимаем шариковые радиальные подшипники (ГОСТ 8338-75), лёгкой серии, 205.

Для этих подшипников: Сr=14000 H; C₀r=6950 H;

При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения эквивалентная динамическая нагрузка определяется формулой

X=1; Y=0; V=1; K_Б=1,4; K_T=1.

P_B=P_г= 1*1*942,3*1,4*1=1319 H.

 Н

a₂₃=0,6;

ч.

Это больше требуемого ресурса L_h=21900 ч., поэтому подшипник 205 пригоден.

6.3 Выходной вал

Рис.3. Расчётная схема для определения реакций опор на выходном валу

l₁=74 мм

l₂=156 мм

l₃=78 мм_t2=2728,89 H

F_r2=993,23 H

F_m=

Вертикальная плоскость

∑М_Д=0;

∑М_Е=0;

Горизонтальная плоскость

∑М_Д=0;

∑М_Е=0;

Суммарные реакции

Подбор подшипников.

n=57,6 об/мин;            R_Д=1096,85 H;

d=40 мм;                      R_Е=2612,9 Н;

L=21900 ч;         

Схема установки - враспор;

Условия эксплуатации подшипников - обычные;

Режим нагружения - перменный;

Ожидаемая температура работы t=45°;

Предварительно принимаем шариковые радиальные подшипники (ГОСТ 8338-75), лёгкой серии, 208.

Для этих подшипников: Сr=32000 H; C₀r=17800 H;

При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения эквивалентная динамическая нагрузка определяется формулой

X=1; Y=0; V=1; K_Б=1,4; K_T=1._Д= 1*1*1069,85*1,4*1=1497,8 H.

Р_Е=1*1*2612,9*1,4*1=3658,1 H.

 Н

a₂₃=0,6;

ч.

Это больше требуемого ресурса L_h=21900 ч., поэтому подшипник 208 пригоден.

7. Уточненный расчет валов.

.1 Построение эпюр изгибающих моментов

7.1.1 Входной вал

Рис.4. Эпюры изгибающих и крутящих моментов на входном валу

7.1.2 Промежуточный вал

Рис.5. Эпюры изгибающих и крутящих моментов на промежуточном валу.

7.1.3 Выходной вал

Рис.6. Эпюры изгибающих и крутящих моментов на выходном валу.

7.2 Расчёты валов на прочность

.2.1 Входной вал

Материал вала - шестерни: 40X (улучшение)

Для этой стали при диаметре заготовки менее 120 мм:

σ_B = 900 МПа               σ_-1=410 МПа

σ_Т = 750 МПа               τ_-1=240 МПа

τ_т = 450 МПа                ψ_т=0,1

Опасное сечение (см рис. 4): сечение по зубьям шестерни.

d=24,6 мм

d_a=27,1 мм

М_х=12,45 Нм

М_у=10,5 Нм

) Расчёт на статическую прочность.

Нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:

F_max=K_П*F_a=2,2*335,4=838,5 H

_kmax=K_П*T=2,2*11,5=28,75 Нм_k=2W=2652 Нм

Частные коэффициенты запаса:

Общий коэффициент запаса

Для обеспечения работоспособности вала из условия статической прочности должно выполняться условие: , где [S]_T=1,3…2.

Cтатическая прочность вала обеспечена.

)Расчёт на сопротивление усталости.

Суммарный запас усталостной прочности:

, запас прочности обеспечен.

7.2.2 Промежуточный вал

Материал вала - шестерни: 40X (улучшение)

Для этой стали при диаметре заготовки менее 120 мм:

σ_B = 900 МПа               σ_-1=410 МПа

σ_Т = 750 МПа               τ_-1=240 МПа

τ_т = 450 МПа                ψ_т=0,1

Опасное сечение (см рис. 5): сечение по зубьям шестерни.

=45 мм

d_a=47,5 мм

М_х=90,15 Нм

М_у=35,73 Нм

1) Расчёт на статическую прочность.

Нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:

F_max=0 H

M_kmax=K_П*T=2,2*61,4=153,5 Нм

W_k=2W=16942 Нм

Частные коэффициенты запаса:

Общий коэффициент запаса

Для обеспечения работоспособности вала из условия статической прочности должно выполняться условие: , где [S]_T=1,3…2.

Cтатическая прочность вала обеспечена.

) Расчёт на сопротивление усталости.

Суммарный запас усталостной прочности:

, запас прочности обеспечен.

7.2.3 Выходной вал

Материал вала - шестерни: 40X (улучшение)

Для этой стали при диаметре вала менее 120 мм:

σ_B = 900 МПа               σ_-1=410 МПа

σ_Т = 750 МПа               τ_-1=240 МПа

τ_т = 450 МПа                ψ_т=0,1

Опасное сечение (см рис. 6): сечение колеса; концентратор напряжений - шпоночный паз.

=14 мм

h=9 мм

t₁=5,5 мм

t₂=3,8 мм

d=47 мм

М_х=76,3 Нм

М_у=38,7 Нм

1) Расчёт на статическую прочность.

Нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:

F_max=0

M_kmax=K_П*T=2,2*265,4=633,5 Нм

Частные коэффициенты запаса:

Общий коэффициент запаса

Для обеспечения работоспособности вала из условия статической прочности должно выполняться условие: , где [S]_T=1,3…2.

Cтатическая прочность вала обеспечена.

) Расчёт на сопротивление усталости.

Суммарный запас усталостной прочности:

, запас прочности обеспечен.

8. Расчёт шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

1) Конический конец входного вала.

передаваемый крутящий момент Т=11,5 Нм

Найдём диаметр в среднем сечении конического участка длиной l=36 мм d_ср=d - 0,05l=20 - 0,05*36=18,2 мм

По справочнику выбираем: шпонка призматическая b=6мм, h=6мм, t₁=3,5 мм, t₂=2,8мм;

Длина шпонки l=25мм, рабочая длина l_р= l - b =25 - 6=19мм.

Расчётные напряжения смятия:

Это меньше, чем допускаемые напряжения смятия [σ]_см=110…190 Н/мм² , следовательно, шпонка подобрана верно.

) Конический конец выходного вала.

передаваемый крутящий момент Т=61,4 Нм

Найдём диаметр в среднем сечении конического участка длиной l=58 мм d_ср=d - 0,05l=36 - 0,05*58=33,1 мм

По справочнику выбираем: шпонка призматическая b=10мм, h=8мм, t₁=5 мм, t₂=3,3мм;

Длина шпонки l=50 мм, рабочая длина l_р= l - b =50 - 10=40 мм.

Расчётные напряжения смятия:

Это меньше, чем допускаемые напряжения смятия [σ]_см=110…190 Н/мм² , следовательно, шпонка подобрана верно.

) Соединение колесо-вал на промежуточном валу.

передаваемый крутящий момент Т=61,4 Нм, d=30 мм

По справочнику выбираем: шпонка призматическая b=8 мм, h=7 мм, t₁=4 мм, t₂=3,3 мм;

Длина шпонки l=18 мм, рабочая длина l_р= l - b =18 - 8=10 мм.

Расчётные напряжения смятия:

Это меньше, чем допускаемые напряжения смятия [σ]_см=110…190 Н/мм² , следовательно, шпонка подобрана верно.

) Соединение колесо-вал на выходном валу

передаваемый крутящий момент Т=265,4 Нм, d= 47 мм.

По справочнику выбираем: шпонка призматическая b=14 мм, h=9 мм, t₁=5,5 мм, t₂=3,8мм;

Длина шпонки l=50 мм, рабочая длина l_р= l - b =50 - 14=36мм.

Расчётные напряжения смятия:

Это меньше, чем допускаемые напряжения смятия [σ]_см=110…190 Н/мм² , следовательно, шпонка подобрана верно.

9. Конструирование зубчатых колёс

1) Быстроходная передача.

Длина ступицы: l_ст=(0,8…1,5)d= 0,8*30=24 мм

d - диаметр посадочного отверстия, d=30 мм

Диаметр ступицы: d_ст=1,5d=1,5*30=45 мм.

Ширина торцев зубчатого венца: S=2,2m+0,05b=2,2*1,25+0,05*16=4 мм

m - модуль, b - ширина колеса.

Толщина диска С=0,3b=0,3*16=5,6, принимаем С=6 мм.

Радиусы закруглений R принимают больше 6 мм, штамповочные уклоны γ больше 7°.

) Тихоходная передача.

Длина ступицы: l_ст=(0,8…1,5)d= 0,8*47=37,6 мм, принимаем l_ст=62,5 мм

d - диаметр посадочного отверстия, d=47 мм

Диаметр ступицы: d_ст=1,5d=1,5*47=70,5 мм.

Ширина торцев зубчатого венца: S=2,2m+0,05b=2,2*1,25+0,05*62,5=6 мм

m - модуль, b - ширина колеса.

Толщина диска С=0,3b=0,3*47=18,75, принимаем С=19 мм.

Радиусы закруглений R принимают больше 6 мм, штамповочные уклоны γ больше 7°.

10. Обоснование выбора конструкции крышек подшипников

Выбираем закладные крышки. Форма крышек зависит от конструкции опоры вала. Чаще всего торец вала не выступает за пределы подшипника. Поэтому наружная поверхность крышки плоская. Если торец вала выступает за пределы подшипника, то крышку выполняют другой формы. Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник.

Для крышек под подшипники серии 20,12205:

 мм,

 мм,

 мм,

мм,

 мм,

 мм,

Для крышек под подшипники серии 208:

 мм,

 мм,

 мм,

мм,

 мм,

 мм.

Рис.7. Закладная крышка подшипника.

11. Определение размеров элементов корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора определяется в зависимости от величины

Толщина стенки корпуса редуктора

Диаметры приливов под подшипники, если крышки закладные.

^’_n = 1,25D + 10мм

D^’_n = 1,25·52 + 10 = 75 мм

D^’_n = 1,25·80 + 10 = 110 мм

Толщина фланца корпуса b = 1,5 δ = 1,5·6 = 9 мм

Толщина фланца крышки b₁ = 1,5 δ₁ = 1,5·6 = 9 мм

Диаметр фундаментных болтов

 принимаем d₁ = 16 мм

Диаметры болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки  принимаем d₃ = 10мм

.10 Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобышек  принимаем d₂ = 12 мм

Толщина ребер корпуса

Диаметр болтов, крепящих смотровую крышку  принимаем d₄ = 6 мм

Фиксирование крышки относительно корпуса.  принимаем d_шт = 10мм

12. Смазка редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для проектирование редуктора применим картерную системы смазки, наиболее распространенную в машиностроении. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерную систему смазки применяют при окружной скорости зубчатых колес до 12,5 м/с. В нашем случае окружные скорости быстроходной и тихоходной ступеней находятся в этих пределах, поэтому применение такой системы смазки вполне оправдано.

Выбор смазочного материала определяется в зависимости от контактного напряжения и окружный скорости колес. Для зубчатых колес контактные напряжения которых не превышает 600 МПа, а окружные скорости менее 2 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость равна 34 мм²/с. Редуктор предназначен для работы при температуре ≤ 40 ^оС. Всем перечисленным условиям соответствует масло индустриальное И-Г-А-32 (И - индустриальное масло, Г - группа по назначению: для гидравлических систем, А - группа по эксплуатационным свойствам: масло без присадок, 32 - класс кинематической вязкости).

В двухступенчатой передаче при окружной скорости < 1 м/с (как в нашем случае ) в масло необходимо погрузить колеса быстроходной и тихоходной ступеней. Максимальным уровень принимается равным трети радиуса колеса тихоходной ступени.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач, стекающим со стенок корпуса и попадающего в виде масляного тумана.

.1 Смазочные устройства

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

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 масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что 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.

13. Подбор и расчёт муфт

На входной вал двигателя устанавливаем муфту комбинированную упруго-предохранительную.

) Расчёт упругой втулочно- пальцевой муфты.

Передаваемый крутящий момент - Т=11,5 Нм

По справочнику выбираем:

Число пальцев z=6;

Наружный диаметр муфты: D=100 мм;

Диаметр окружности расположения пальцев: D₀=60 мм;

Диаметр пальца: d_П=10 мм;

Длина упругого элемента: l_ВТ=15 мм;

Расстояние между полумуфтами: С=5 мм;

Проверка упругих элементов на смятие:

[σ]_см=2МПа - допускаемое напряжение смятия

Проверка пальцев на изгиб:

[σ]_и=0,5σ_т=0,5*650=325 МПа - допускаемое напряжение изгиба.

) Расчёт предохранительной муфты со срезным штифтом.

Диаметр штифтов:

,

принимаем d=1,5 мм.

Т_пред=βТ_ном=1,5*11,5=17,75 Нм - момент, при котором срезается штифт.

R=30 мм - радиус расположения штифтов.

z=2 - количество штифтов.

τ_в=420 МПа - касательные напряжения.

На выходной вал для передачи вращения от редуктора к исполнительным органам домкрата устанавливаем муфту компенсирующую втулочно-пальцевую, ГОСТ 21424-93.

14. Список использованной литературы

1.       Мягков В.Д. Допуски и посадки : В 2-х т. - Т.2- 6-е изд., перераб. и доп. - Лениеград:Машиностроение, 1983 - 446с.

2.       Дунаев П.Ф. и Леликов О.П. "Детали машин. Курсовое проектирование" -М.: Машиностроение, 2004г.

3.      Дунаев П.Ф. и Леликов О.П. "Конструирование узлов и деталей машин" -М.: Высшая школа, 1985г.

4.      Решетов Д.Н. "Детали машин" М.; Машиностроение ,1989г.