Белорусский национальный технический университет

КАФЕДРА: "ДЕТАЛИ МАШИН, ПТМ И М"

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

ПО ДИСЦИПЛИНЕ: "ДЕТАЛИ МАШИН"

Тема "Расчёт и конструирование привода"

БНТУ ПЗ

Исполнитель

Студент 2 курса ЭФ

Группа 106332 Юревич Д.В.

РУКОВОДИТЕЛЬ: Зарецкий В.П.

Минск 2004

Содержание

1. Описание привода

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

3. Крутящие моменты на валах привода

4. Расчет передач

4.1 Расчет зубчатой конической передачи с круговым зубом

4.2 Расчет цепной передачи

5. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

6. Выбор муфт

7. Выбор смазки передач и подшипников

8. Расчет элементов корпуса

9. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

9.1 Расчет шпонки под муфту на входном валу

9.2 Расчет шпонки под звездочку цепной передачи на выходном валу

9.3 Расчет шпонки под колесо на выходном валу

10. Уточненный расчет валов

10.1 Силы в зацеплении

10.3 Расчет быстроходного вала

11. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности

11.1 Расчет подшипников быстроходного вала

11.2 Расчет подшипников тихоходного вала

12. Выбор посадок деталей, шероховатости поверхностей, предельных отклонений формы и расположение поверхностей

13. Порядок сборки редуктора

Литература

Приложение

1. Описание привода

Привод является неотъемлемой частью любой машины. Приводное устройство разработанное по предложенной схеме, состоит из электродвигателя, вращение от которого через редуктор и цепную передачу передается на вал рабочей машины. Большинство машин имеет небольшую частоту вращения, поэтому требуется понизить передачу вращающегося момента на нужное расстояние. Редуктор соединен с электродвигателем через компенсирующую муфту, которая уменьшает вредное воздействие неточности монтажа.

Редуктор одноступенчатый. Передача коническая с круговым зубом. Валы установлены в подшипниках качения. Входной и выходной валы снабжены резиновыми манжетными уплотнениями установленными в крышках. Для упрощения сборки корпус редуктора выполнен разъемным.

Общий коэффициент полезного действия привода

,

где − КПД муфты (табл.2.2, стр.40 [10]);

По табл.5.4, стр.74 [6]:

− КПД конической зубчатой передачи;

− КПД цепной передачи;

− КПД пары подшипников качения.

.

Мощность на валу рабочей машины

кВт.

Частота вращения вала рабочей машины мин^-1.

Требуемая мощность электродвигателя

кВт.

Назначаем предварительно передаточные числа передач привода (табл.5.5 и 5.6, стр.74 [6])

,

где − передаточное число цепной передачи,

− передаточное число зубчатой конической передачи.

.

Требуемая частота вращения электродвигателя

мин^-1.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Выбираем электродвигатель по табл.5.1, стр.70 [6] так чтобы , n_c ближайшее к n_тр.

Электродвигатель 4А100S4У3 ГОСТ 19523 - 81:

кВт − мощность электродвигателя;

мин^-1 − синхронная частота вращения;

− скольжение.

Частота вращения ротора электродвигателя под нагрузкой

мин^-1.

Фактическое общее передаточное число привода

.

Принимаем передаточное число зубчатой конической передачи

Принимаем передаточное число цепной передачи

.

3. Крутящие моменты на валах привода

Мощности на валах:

− на валу электродвигателя кВт.

− на входном валу редуктора (вал 1)

кВт.

− на выходном валу редуктора (вал 2)

− на валу рабочей машины (вал 3)

кВт.

Частота вращения валов:

вал 1мин^-1 (быстроходный вал редуктора);

вал 2мин^-1;

вал 3мин^-1.

Крутящие моменты на валах:

вал 1Н∙м;

вал 2Н∙м;

вал 3Н∙м;

4. Расчет передач

4.1 Расчет зубчатой конической передачи с круговым зубом

4.1.1 Выбор материала

По табл.9.6, стр.173 [6] принимаем:

− шестерня: сталь 30ХГС, термообработка - улучшение, твердость 280НВ;

− колесо: сталь 45, термообработка - улучшение, твердость 263НВ.

4.1.2 Суммарное число циклов переменных

напряжений за весь срок службы

Число циклов для шестерни

Число циклов для колеса

.

4.1.3 Определение допускаемых напряжений

(формула 9.10, стр.151 [6])

Пределы контактной выносливости для шестерни и колеса (табл.9.8, стр.174 [6])

; ;

S_H=1,1 - коэффициент безопасности, определяется обработкой поверхностей (стр.151 [6]).

Базовое число циклов для шестерни и зубчатого колеса (рис.9.11, стр.150 [6])

циклов; циклов.

Коэффициент долговечности K_HL, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, для шестерни и зубчатого колеса при и

;

.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни и зубчатого колеса

МПа;

МПа.

Для передачи с непрямыми зубьями принимаем условие допускаемого напряжения

МПа.

4.1.4 Определение допускаемых напряжений

при изгибе (формула 9.14, стр.152 [6])

,

где S_F=1,9 - коэффициент безопасности;

K_FC - коэффициент, учитывающий влияние срока службы м режима нагружения, при твердости зубьев ≤350 НВ (стр. 194 [7])

,

где N_FG=4∙10⁶ −, базовое число циклов переменных напряжений для любых сталей (стр. 194 [7]).

Эквивалентное число циклов перемены напряжений для шестерни и зубчатого колеса

; .

Для длительно работающих передач при N_FE1>N_FG, N_FE2>N_FG принимаем К_FL=1 (стр. 194 [7]).

Допускаемое напряжение при изгибе для шестерни и зубчатого колеса

МПа,

МПа.

4.1.5 Определение геометрических параметров

зубчатой конической передачи с круговым зубом

Внешний делительный диаметр конического колеса (формула 9.40, стр.162 [6])

,

где К_d=86 - числовой коэффициент;

Т₂=48,42∙10³ Н∙мм - крутящий момент на зубчатом колесе рассчитываемой передачи;

U=2,8 - передаточное число;

[σ_Н] =383 МПа - допускаемое контактное напряжение;

ψ_RE=0,285 - коэффициент длины зуба (стр.163 [6]);

К_Нβ=1,25 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (табл.9.17, стр.180 [6]).

Требуемый внешний делительный диаметр конического колеса

мм.

Принимаем по табл.9.5, стр.172 [6] при U=2,8 и d_е2=160 мм ширину зубчатого венца конического колеса b=24 мм.

Задаемся числом зубьев шестерни (стр.148 [6])

z₁=18.

z₂= z₁∙U=18∙2,8=50,4.

Принимаем z₂=50.

Уточняем передаточное число

.

Геометрические параметры зубчатых колес определяем по табл.9.15, стр.179 [6]:

− внешний делительный диаметр

мм

мм

− внешний торцовый модуль

; ;

− внешнее конусное расстояние

мм

− ширина зубчатого колеса

; ; ;

− среднее конусное расстояние

мм;

− задаемся предварительно углом наклона зубьев;

− средний нормальный модуль

;

− угол делительного конуса

;

− внешняя высота зуба

мм;

− внешняя высота головки зуба

,

,

где х₁ - коэффициент радиального смещения

;

Тогдамм;

мм;

внешняя высота ножки зуба

мм;

мм;

угол ножки зуба

внешний диаметр вершин зубьев

мм;

мм;

средний делительный диаметр шестерни и колеса

мм;

мм.

4.1.6 Проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям

Окружная скорость зацепления

м/с.

По табл.9.9, стр.175 [6] назначаем степень точности 8-я.

Контактные напряжения (стр.187 [6])

,

где z_м=275 (Н/мм) ^1/2 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;

z_н - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

где ε_α - коэффициент торцевого перекрытия;

;

;

К_н=К_нα∙К_нβ∙К_нν,

где К_нα=1,08 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (табл.9.12, стр.178 [6]);

К_нβ=1,25;

К_нν=1 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

;

МПа,

σ_н=389 МПа> [σ_н] =383 МПа,

значит прочность обеспечена.

Расхождение

,

т.е. передача перегружена на 1,6%, что допустимо.

4.1.7 Проверочный расчет зубьев

на усталость при изгибе

Расчетные напряжения (формула 9.45, стр.164 [6])

Расчет выполняется для того зубчатого колеса, у которого меньшее отношение

.

Y_F - коэффициент формы зуба. Определяем в зависимости от биэквивалентного числа зубьев колеса (табл.9.10, стр.175 [6])

;

;

Расчет выполняем для шестерни:

Y_ε=1 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (стр.164 [6]);

Y_β - коэффициент, учитывающий наклон зуба (стр.164 [6]))

, Т=Т₂=17,92∙10³ Н∙мм

- вращающий момент на колесе;

K_F=K_Fα∙K_Fβ∙K_Fυ

- коэффициент нагрузки;

K_Fα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

,

K_Fβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (табл.9.13, стр.176 [6])

;

K_Fυ=1,3 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл.9.13, стр.178 [6]);

;

z=z₁=18;

b=b₁=24;

m_n=1,88 - средний нормальный модуль.

Расчетные напряжения

МПа < [σ_F] ₁=284 МПа.

Прочность зубьев на усталость при изгибе обеспечена.

4.2 Расчет цепной передачи

Принимаем роликовую однорядную цепь:

Р₁=2,597 кВт - мощность на ведущей звездочке;

n₁=512,14 мин^-1 - частота вращения ведущей звёздочки;

U=2,61 - передаточное число;

а= (30…50) ∙р_ц - межосевое расстояние.

Регулировка натяжения производиться перемещением натяжной звездочки, нагрузка с умеренными толчками, смазка периодическая, работа в одну смену, расположение передачи горизонтальное.

По табл.11.4, стр.257 [7] в зависимости от передаточного числа принимаем:

число зубьев малой звёздочки

z₁=26;

число зубьев ведомой звездочки

z₂=z₁∙U=26∙2,61=68.

Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации (стр.260 [7])

,

где - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки;

- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние;

- коэффициент, учитывающий наклон передачи;

- коэффициент, учитывающий регулировку передачи;

- коэффициент, учитывающий характер смазки;

- коэффициент, учитывающий режим работы передачи;

при односменной передаче .

.

Среднее значение допускаемого давления в шарнирах [q₀] при n₁=512,14 мин^-1 (табл.11.7, стр.260 [7])

МПа.

Ориентировочное значение шага цепи по уравнению (11.7), стр.258 [7] m_p=1

мм.

Для определения оптимального значения шага задаемся тремя смежными шагами цепи ПР ГОСТ 13568-75 (табл.11.3, стр.256 [7]) и расчеты сводим в таблицу 4.2.1.

Таблица 4.2.1

Определяемые величины и расчетные уравнения	Шаг цепи Рц, мм			Примечание
	12,7	15,875	19,05
1	2	3	4	5
Разрушающая нагрузка Q,H Ширина внутреннего звена Ввн, мм Диаметр оси d, мм Масса одного погонного метра, кг/м Проекция опорной поверхности шарнира А, мм2 Рекомендуемое межосевое расстояние а=40рц, мм Средняя скорость цепи , Длина цепи, выраженная в шагах Допустимая частота вращения меньшей звездочки (табл.11.3, стр.256 [7]), мин-1 Число ударов цепи в секунду , с-1 Допустимое значение (табл.11.3, стр.256 [7]), с-1 Полезное рабочее усилие , Н Уточняем коэффициент Ка, для чего определяем межосевое расстояние, выраженное в шагах Уточнённое значение Ка Уточнённое значение Кэ Давление в шарнирах цепи , МПа Допустимое значение [q0] (табл.4.6, стр.76, ч.1 [5]), МПа Натяжение цепи от центробежных сил , Н	18000 7,75 4,45 0,71 39,6 508 2,8 128,1 2550 3,5 40 927,5 40Рц 1,0 1,98 36,7 26,75	23000 9,65 5,08 0,96 51,5 635 3,5 128,1 2150 3,5 30 742 40Рц 1,0 1,98 21,8 26,75 11,8	25000 12,7 5,96 1,52 106 762 4,2 128,1 1550 3,5 25 618 40Рц 1,0 1,98 11,8 24,1 26,8
Натяжение от провисания цепи при Кf=6 (стр.262 [7]) , Н Расчётный коэффициент безопасности Допустимое значение [S] (табл.11.11, стр.263 [7]) Нагрузка на валы при Кв=1,15 (табл.11.10, стр.263 [7]) , Н		35,9 24,5 9,0 853,3	68,2 29,9 9,9 710,7

Принимаем однорядную цепь с шагом Р_ц=15,875, т.к. передача будет иметь меньшие габариты. Цепь ПР-15,875-2300 ГОСТ 13568-75 (табл.4.1, стр.73, ч.1 [5]) имеет следующие характеристики:

Р_ц=15,875 мм. - шаг цепи;

D=10,16 мм. - диаметр ролика;

b_BH=9,65 мм. - ширина внутреннего звена;

b=14,73 мм. - ширина цепи;

h=14,8 мм. - высота цепи;

А=51,5 мм² - проекция опорной поверхности шарнира.

Геометрический расчет звездочек (табл.8.9, стр.135 [6]) сводим в табл.4.2.2.

Таблица 4.2.2

Параметры	Обозначение	Звёздочки для роликовых цепей
		Ведущая	Ведомая
1	2	3	4
Число зубьев малой звездочки Число зубьев большой звездочки Угол поворота звеньев цепи на звездочке Диаметр окружности: делительный выступов впадин Диаметр ролика цепи (табл.8.1, стр.131 [6]) Диаметр обода Коэффициент высоты зуба Геометрическая характеристика зацепления Профильный угол зубьев (угол заострения зуба) Половина угла впадины Угол сопряжения Радиус: впадины зуба

сопряжения головки зуба Длина прямого участка профиля Радиус закругления зуба	z1 z2 φ dд De Di D Dc K λ 2γ α β r r1 r2 fg r3	26 13,85° 131,7 139,2 120,5 10,16 113 0,532 1,56 14,54° 52,69° 15,85 5,6 13,73 6,73 0,94 17,3	68 5,29° 344 351,8 332,8 10,16 325,6 0,532 1,56 16,06° 54,1° 17,2 5,6 13,73 6,59 1,08 17,3
Координаты центра радиуса Ширина зуба Толщина диска	hr b3 δ	8,1 8,8 12,0	8,1 8,8 12,0

5. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Производим ориентировочный расчет валов на кручение без учета изгиба и влияния концентраторов напряжений, принимая рекомендованные пониженные величины допускаемых напряжений [τ] =20…35 МПа (стр.293 [6]).

Определяем диаметр выходного конца ведущего вала редуктора (быстроходного)

мм.,

где Т₁=17,92 Н∙м.

С учетом посадочного диаметра муфты принимаем d_бв=25 мм. (табл.13.15, стр.312 [10]).

Под манжету принимаем d_бм=26 мм. и выбираем манжету (табл.24.29, стр.402 [3]): Манжета 1.1-26×45 ГОСТ 8752-79.

Для участка цепи с резьбой принимаем М30×1,5 и выбираем гайку круглую шлицевую (табл.24.24, стр.397 [3]): Гайка М30×1,5 ГОСТ 11871-80 и стопорную многолапчатую шайбу (табл.24.25, стр.398 [3]): Шайба 30 ГОСТ 11872-80.

Посадочные диаметры под подшипники принимаем d_бп=35 мм. В качестве подшипников намечаем радиальные с коническим роликом особо легкой серии диаметра: Подшипник 2007107 ГОСТ 333-79 (П.7, стр.401, [9]): d=35 мм, Т 18 мм, В=17 мм, с=15 мм, α=13°, С_r=32 кН, С_о=23 кН.

Определяем диаметр выходного конца ведомого вала редуктора (тихоходного)

мм,

где Т₂=48,42 Н∙м.

С учетом посадочного диаметра звёздочки принимаем d_тв=22 мм (табл.13.15, стр.312 [10]).

Под манжету принимаем d_тм=28 мм и выбираем манжету (табл.24.29, стр.402 [3]): Манжета 1.2-28×45 ГОСТ 8752-79.

Посадочные диаметры под подшипники принимаем d_тп=30 мм. В качестве подшипников намечаем радиальные с коническим роликом особо легкой серии диаметра: Подшипник 2007106 ГОСТ 333-79 (П.7, стр.401, [9]): d=30 мм, D=55 мм, Т=17 мм, В=16 мм, с=14 мм, α=13°, С_r=27 кН, С_о=19,9 кН.

Принимаем крышки:

Проходная ГОСТ 18512-73 (табл. К16, стр.393 [10]);

Глухая ГОСТ 18511-73 (табл. К15, стр.393 [10]).

6. Выбор муфт

В соответствии с заданием на ведущем валу устанавливается упругая муфта. По табл.6.13, стр. 208, т.2 [5] в соответствии с передаваемым моментом Т₁=17,92 Н∙м выбираем муфту с допускаемым крутящим моментом [T] =125 Н∙м, посадочным диаметром на вал двигателя d₁=28 мм и длиной полумуфты l₁=60 мм, посадочным диаметром на вал редуктора d₂=25 мм и длиной полумуфты l₂=42 мм; общей длиной муфты L=107 мм и наружным диаметром D=125 мм.

Обозначение муфты: Муфта упругая втулочно-пальцевая МУВП 125-28-I.1-25-II.2-У3 ГОСТ 21424-75,где [T] =125 Н∙м,

d₁=28 мм;

d₂=25 мм;

тип муфты I - под цилиндрические концы валов;

исполнение муфты I - на длинные концы валов;

тип муфты II - под цилиндрические концы валов;

исполнение муфты II - на длинные концы валов;

климатическое исполнение - У3.

Муфта принята по стандарту, с запасом по крутящему моменту, расчет ее не требуется, т.к. работоспособность ее обеспечена.

Радиальная сила, вызванная радиальным смещением, определяется по соотношению

,

где Δr=0,3 - радиальное смещение, мм (табл.6.13, стр. 208, т.2 [5]);

С_r=2940 - радиальная жесткость муфты, Н/мм (табл.10.27, стр.237 [10]).

Н.

7. Выбор смазки передач и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления производиться окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. Необходимый объем масла - 0,9 л.

По табл.10.8 (стр.253 [9]) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_н=389 МПа и средней скорости υ=3,7 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28∙10^-6 м²/с. По табл.10.29, стр.241 [10] принимаем масло индустриальное И - Г - А - 46 ГОСТ 17479.4-87.

Подшипники смазываем пластичным смазывающим материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по табл.9.14 (стр. 203 [9]) - солидол марки УС - 2.

8. Расчет элементов корпуса

Корпус выполняется из чугунного литья. Основные размеры оснований корпуса и крышки корпуса определяем на основании эмпирических зависимостей (табл.10.2, стр.241 [9]).

Толщина стенок корпуса и крышки

δ=0,05∙R_e+1=0,05∙85+1=5,25 мм, принимаем δ=8 мм,

δ₁=0,04∙R_e+1=0,04∙85+1=4,4 мм, принимаем δ₁=8 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки=

b=1,5∙δ=1,5∙8=12 мм;

b₁=1,5∙δ₁=1,5∙8=12 мм;

нижнего пояса корпуса

р=2,35∙δ=2,35∙8=18,8 мм, принимаем р=20 мм.

Толщина рёбер основания корпуса

мм.

Толщина рёбер крышки

мм.

Диаметры болтов: фундаментальных

d₁=0,072∙R_e+12=0,072∙85+12=18,12 мм,

принимаем фундаментальные болты с резьбой М20;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника

d₂= (0,7÷0,75) d₁= (0,7÷0,75) ∙20=14÷15 мм,

принимаем болты с резьбой М16;

болтов, соединяющих крышку с корпусом,

d₃= (0,5÷0,6) d₁= (0,5÷0,6) ∙20=10÷12 мм,

принимаем болты с резьбой М12.

9. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными торцами. Размеры сечений призматических шпонок и пазов по ГОСТ 23360-78 (табл.4.1, стр.58 [6]).

Материал шпонок - Сталь 45.

Расчет производим из условия прочности на смятие боковых граней шпонки, выступающих из вала (стр.48 [6])

,

где Т - крутящий момент на валу, Н∙м;

d - диаметр вала, мм;

l_р - l - b - рабочая длина шпонки, мм;

l - полная длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

[σ_см] =250 МПа - допускаемое напряжение при смятии (стр.48 [6]), т.к. твердость вала и ступицы больше твердости шпонки.

9.1 Расчет шпонки под муфту на входном валу

Т=17,92 Н∙м; d=22,9 мм.

При d_ср=22,9 мм принимаем шпонку с размерами (табл.24.31, стр.404 [3]): b=5 мм; h=5мм; t₁=3 мм.

Из ряда стандартных длин (табл.4.1, стр.58 [6]) с учетом длины ступицы муфты принимаем l=22 мм.

Рабочая длина шпонки l_p=l - b=22 - 5=17 мм.

Обозначение: Шпонки 5×5×22 ГОСТ 23360-78.

МПа < [σ_см].

Условие σ_см < [σ_см] выполнено.

9.2 Расчет шпонки под звездочку цепной передачи на выходном валу

Т=48,42 Н∙м; d=22 мм.

При d=22 мм принимаем шпонку с размерами (табл.4.1, стр.58 [6]): b=6 мм; h=6 мм; t₁=3,5 мм.

Из ряда стандартных длин (табл.4.1, стр.58 [6]) с учетом длины ступицы звездочки принимаем l=18 мм.

Рабочая длина шпонки l_p=l - b=18 - 6=12 мм.

Обозначение: Шпонка 6×6×18 ГОСТ 23360-78.

МПа < [σ_см]

Условие σ_см < [σ_см] выполнено.

9.3 Расчет шпонки под колесо на выходном валу

Т=48,42 Н∙м; d=34 мм.

При d=34 мм принимаем шпонку с размерами (табл.4.1, стр.58 [6]): b=10 мм; h=8 мм; t₁=5 мм.

Из ряда стандартных длин (табл.4.1, стр.58 [6]) с учетом длины ступицы колеса принимаем l=28 мм.

Рабочая длина шпонки l_p=l - b=28 - 10=18 мм.

Обозначение: Шпонка 10×8×228 ГОСТ 23360-78.

МПа < [σ_см]

Условие σ_см < [σ_см] выполнено.

10. Уточненный расчет валов

10.1 Силы в зацеплении

Быстроходный вал редуктора:

Т₁=17,92 Н∙м - крутящий момент на валу;

d₁=49,5 мм - средний делительный диаметр шестерни;

β_n=35° - средний угол наклона зубьев;

δ₁=19°48′ - угол делительного конуса.

Силы, действующие на шестерню:

Окружная

Н

Радиальная

Н;

Осевая

Н

сила, действующая на вал от муфты F_m=882 Н.

Тихоходный вал редуктора:

Т₂=42,48 Н∙мм - крутящий момент на валу;

d₂=137,4 мм - средний делительный диаметр колеса.

Силы, действующие на колесо:

окружнаяН;

радиальнаяН;

осеваяН;

нагрузка на вал передачиН.

10.2 Расчет быстроходного вала

10.2.1 Реакции в опорах, эпюры изгибающих и крутящих моментов

Плоскость XOZ: ;

;

Н

;

;

Н.

Проверка:

;

;

; 0=0.

Изгибающие моменты в характерных точках:

под опорой А:

Н∙мм = - 64,4 Н∙м;

под опорой В:

Н∙мм = - 10,3 Н∙м;

под шестерней: ;

Н∙мм = - 10,3 Н∙мм;

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.

Плоскость YOZ: ;

;

Н;

;

;

Н.

Проверка: ;

;

; 0=0.

Изгибающие моменты в характерных точках:

под опорой А: ;

под опорой В: Н∙мм = - 23,2 Н∙мм;

под шестерней: ; .

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZ.

Суммарные изгибающие моменты в характерных точках:

под опорой А:

Н∙м;

под опорой В:

Н∙м;

под шестерней: ;

Н∙м.

Строим эпюру суммарного изгибающего момента.

Максимальный изгибающий момент под опорой А: Н∙м.

Строим эпюру крутящего момента: Н∙м.

Суммарные реакции в опорах:

Н∙м;

Н∙м.

10.2.2 Уточненный расчет быстроходного вала

Материал вала - сталь Ст 50 (термообработка улучшение σ_в=790 МПа (табл.9.6, стр.173 [6])).

Определяем коэффициент запаса прочности для опасного сечения, которое проходит по посадке колеса на вал: М_к = 67,7 Н∙м, Т = 48,42 Н∙м, концентратор напряжений, посадка подшипника на вал d = 35 мм.

,

где [S] =1,3…1,5 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;

[S] =2,5…4 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

;

Предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба (стр.295 [6])

.

Амплитуда цикла нормальных напряжений

,

где М=М_А=64,4 Н∙м.

Момент сопротивления сечения вала при изгибе (табл.14.2, стр.299 [6])

мм³.

МПа.

σ_м=0 - стр.295 [6].

К_σ=2,76 - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (табл.14.2, стр.299 [6]);

Е_σ=0,865 - коэффициент, учитывающий снижение механических свойств материала с ростом размера заготовки (табл.14.3, стр.300 [6]);

ψ_σ=0,20 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость (табл.14.4, стр.300 [6]).

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Предел выносливости материала вала при кручении (стр.295 [6])

.

Амплитуда цикла нормальных напряжений

,

где Т=17,92 Н∙м.

Момент сопротивления сечения вала при кручении (табл.14.2, стр.299 [6])

мм³., МПа.

к_τ=2,01 - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении (табл.14.2, стр.299 [6]);

ε_τ=0,865 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость (табл.14.4, стр.300 [6]).

.

Коэффициент запаса прочности

=2,5…4

10.3 Расчет быстроходного вала

10.3.1 Реакции в опорах, эпюры изгибающих и крутящих моментов

Плоскость XOZ: ;

;

H.

Проверка: ;

;

; 0=0.

Изгибающие моменты в характерных точках:

под опорой С: ;

под опорой D:

Н∙мм = − 63,1 Н∙м;

под колесом:

Н∙мм = − 63,8 Н∙мм;

Н∙мм = − 54,9 Н∙м.

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.

Плоскость YOZ: ;

;

Н;

; ;

Н;

Проверка: ;

;

; .

Изгибающие моменты в характерных точках:

под опорой С: ;

под опорой D: ;

под колесом:

Н∙ммН∙м;

Н∙ммН∙м;

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZ.

Суммарные изгибающие моменты в характерных точках:

под опорой C: ;

под опорой D:

Н∙м;

под колесом: Н∙м;

Н∙м;

Строим эпюру суммарного изгибающего момента.

Максимальный изгибающий момент под колесом: Н∙м.

Строим эпюру крутящего момента: Н∙м.

Суммарные реакции в опорах:

Н∙м;

Н∙м;

10.3.2 Уточненный расчет быстроходного вала

Материал вала - сталь Ст 50 (термообработка улучшение σ_В=790 МПа (табл.9.6, стр.173 [6])).

У ведомого вала проверим сечение под колесом, у которого МПа;

Т=48,42 Н∙м; посадочный диаметр колеса на вал d=34 мм.

Предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба (стр.295 [6]) МПа.

Момент сопротивления сечения вала при изгибе (табл.14.2, стр.299 [6])

,

где b=6 мм - ширина канавки;

t₁=5 мм - глубина канавки.

мм².

Амплитуда цикла нормальных напряжений

МПа.

σ_м=0 (стр.295 [6]), к_σ=1,825 (табл.14.2, стр.299 [6]); ε_σ=0,864 (табл.14.3, стр.300 [6]); ψ_σ=0,20 (табл.14.4, стр.300 [6]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

Предел выносливости материала при кручении (стр.295 [6]) τ_-1=169,9 МПа.

Момент сопротивления сечения вала при кручении (табл.14.2, стр.299 [6])

мм³.

Амплитуда цикла нормальных напряжений

МПа.

к_τ=1,62 (табл.14.2, стр.299 [6]); ε_τ=0,865 (табл.14.3, стр.300 [6]); ψ_τ=0,10 (табл.14.4, стр.300 [6]).

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Коэффициент запаса прочности

11. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности

11.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Быстроходный вал установлен в конических радиально-упорных подшипниках.

Подшипник 2007107 ГОСТ 333 - 79 (П.7, стр.401, [9]): d=35 мм, D=62 мм, Т=18 мм, В=17 мм, с=15 мм, α=12°, С_r=32 кН, С_о=23 кН.

Вал вращается с частотой n=n₁=1434 мин^-1, вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника (V=1).

F_a21=586 Н - осевая сила в зацеплении;

R_A=1584,6 Н - радиальная нагрузка на левый подшипник;

R_B=1295,6 Н - радиальная нагрузка на правый подшипник.

Схема нагружения подшипников

По табл.5.13, стр.136, ч.2 [5] определяем .

Осевые составляющие от радиальных нагрузок

Н;

Н;

По табл.5.1, стр.101, ч.2 [5] при S_A>S_B и F_a21=586 H > S_A - S_B=584,75 - 448,7= =136,05 H.

Суммарные осевые нагрузки для конических подшипников:

Н;

Н.

Сравниваем отклонение осевой нагрузки на подшипники к их радиальной нагрузке (табл.5.13, стр.136, ч.2 [5])

Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников А и В:

Н;

Н;

где К_σ=1 - коэффициент безопасности (табл.5.16, стр.137, ч.2 [5]);

К_Т=1,05 - температурный коэффициент (табл.5.17, стр.137, ч.2 [5]).

Определяем долговечность более нагруженного подшипника А:

.

Найденная долговечность приемлема.

11.2 Расчет подшипников тихоходного вала

Тихоходный вал установлен в конических радиально-упорных подшипниках.

Подшипник 2007106 ГОСТ 333 - 79 (П.7, стр.401, [9]): d=30 мм, D=55 мм, Т=17 мм, В=16 мм, с=14 мм, α=13°, С_r=27 кН, С_о=19,9 кН.

Вал вращается с частотой n=n₂=512,14 мин^-1, вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника (V=1).

F_a12=131 Н - осевая сила в зацеплении;

R_C=617,4 Н - радиальная нагрузка на левый подшипник;

R_D=970,8 Н - радиальная нагрузка на правый подшипник.

Схема нагружения подшипников

По табл.5.13, стр.136, ч.2 [5] определяем е=1,5∙tgα=1,5∙tg13°=0,3463.

Осевые составляющие от радиальных нагрузок

Н;

Н.

По табл.5.1, стр.101, ч.2 [5] при S_C>S_D и F_a12=131 Н > S_D−S_C=336,8 - 213,8=123 Н.

Суммарные осевые нагрузки для конических подшипников:

Н;

Н.

Сравниваем отклонение осевой нагрузки на подшипники к их радиальной нагрузке (табл.5.13, стр.136, ч.2 [5])

Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников C и D:

Н;

Н;

Определяем долговечность более нагруженного подшипника D:

.

Найденная долговечность больше требуемой. Подшипники выбираются из конструктивных соображений.

12. Выбор посадок деталей, шероховатости поверхностей, предельных отклонений формы и расположение поверхностей

Посадки назначаем в соответствии с указаниями в табл.10.13, стр.263 [9].

Посадка звёздочки цепной передачи, шайбы мазеудерживающей, кольца распорного на вал и крышек по ГОСТ 25347-82.

Посадка зубчатого колеса на вал .

Посадка полумуфты на вал .

Шейки валов под подшипниками выполняем с отклонением вала k6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

Шейки валов под манжеты выполняем с отклонением вала h8.

Посадка стаканов под подшипники качения в корпус .

Посадка шпонок на вал .

13. Порядок сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и роликовые конические подшипники, предварительно нагретые до 80 - 100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку 10×8×28 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем устанавливают роликовые подшипники, предварительно нагретые в масле.

Подшипники ведущего вала установлены “врастяжку”.

Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников не было излишне больших зазоров. Соблюдение этих требований, т.е. создание в подшипниках зазоров оптимальной величины, производится с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм.

Литература

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя:. В 3-х томах - 5-е издание, переработанное и дополненное - М.: Машиностроение, 1979

2. Детали машин. Атлас конструкций/ Под ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение, 1968.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей вузов - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1985.

4. Иванов М.Н. Детали машин: Учебное пособие для студентов втузов/ Под ред. В.А.Финогенова - 6-е изд., перераб. - М.: Высшая школа, 1998.

5. Кузьмин А.В. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие. Часть 1, 2 - Мн.: Вышэйшая школа, 1982.

6. Кузьмин А.В. и др. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/ А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов - 3-е изд., перераб. и доп. - Мн.: Вышэйшая школа, 1986.

7. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие/ Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - Мн.: УП “Технопринт”, 2001 - 290с.

8. Ничипорчик С.Н. и др. Детали машин в примерах и задачах: Учебное пособие/ Под общей ред. С.Н. Ничипорчика - 2-е изд. - Мн.: Вышэйшая школа, 1981.

9. Скойбеда А.Т. и др. Детали машин и основы конструирования: Учебн./ А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик; Под общей ред.А.Т. Скойбеды - Мн.: Вышэйшая школа, 2000.

10. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1991.

Приложение

Спецификации