регистрация / вход

Привод индивидуальный

Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Расчет тихоходной ступени привода. Подбор и проверочный расчет шпонок. Выбор масла, смазочных устройств. Проектный и проверочный расчет валов редуктора.

ФЕДЕРАЛНОЕ АГЕНСТВО ПО КУЛЬТУРЕ И КИНЕМАТОГРАФИИ

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

УНИВЕРСИТЕТ КИНО И ТЕЛЕВИДЕНИЯ

Кафедра механики

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

на тему «Привод индивидуальный»

Санкт-Петербург

2009г.


Содержание

Техническое задание на курсовое проектирование.

1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

3 Расчет тихоходной ступени привода

3.1 Проектный расчет

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

4 Расчет быстроходной ступени привода

5 Проектный расчет валов редуктора

5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

5.3 Расчет промежуточного вала редуктора

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

6.1 Шпонки быстроходного вала

6.2 Шпонки промежуточного вала

6.1 Шпонки тихоходного вала

7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

8 Выбор и проверочный расчет подшипников

9 Выбор масла, смазочных устройств

Список использованной литературы


Техническое задание на курсовое проектирование

Механизм привода

1- электродвигатель;

2- муфта упругая;

3- редуктор зубчатый цилиндро-червячный;

4- передача зубчатая цилиндрическая;

5- передача червячная;

6- муфта;

7- исполнительный механизм.

Вариант 10

Потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим =11Нм;

Угловая скорость вала ИМ ωим =12с-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) Тим =11Нм;

- угловая скорость вала ИМ ωим =12с-1 ;

Определяем мощность на валу ИМ Nим = Тим х ωим =11х12=132Вт.

Определяем общий КПД привода по схеме привода

ηобщзп ηчп ηм ηп (1.1)

где [1, с.9,10]: ηзп =0,97- КПД зубчатой цилиндрической передачи;

ηчп =0,8- КПД червячной передачи;

ηм =0,982 – потери в муфтах;

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

Сделав подстановку в формулу (1.1) получим:

ηобщ. =0,97*0,85*0,982 *0,994 =0,7

Определяем потребную мощность электродвигателя [1,с.9]

Nэд ≥Nимобщ. (1.2)

где Nэд – требуемая мощность двигателя:

Nэд =132/0,7=188,6Вт

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

Пробуем двигатель АИР56В2: Nдв. =0,25кВт;

Синхронная частота вращения nдв =3000об/мин; S=8%.

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

nном =nдв ·(1-S/100);

nном =3000·(1-0,08);

nном =2760 об/мин

Определяем угловую скорость вала двигателя

ωдв =πnдв /30=π*2760/30=289рад/с;

Определяем общее передаточное число привода

U=ωдв.им =289/12=24,1

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

Uобщ. =U1 · U2 ; (1.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.2.3]: U2 =10;

Тогда U1 = Uобщ. /U2 ; U1 =2,4. Принимаем U1 =2,5. Тогда Uобщ. =25

Принимаем окончательно электродвигатель марки АИР56В2.

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 = nном.

ω1 = ωдв =289рад/с;

n2 = nном /U1 =2760/2,5=1104об/мин;

ω2 =πn2 /30=π*1104/30=115,6 рад/с;

n3 = n2 /U2 =1104/10=110,4 об/мин;

ω3 =πn3 /30=π*110,4/30=11,5 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

N1 =Nдв ηм =0,25*0,98=245Вт;

N2 =N1 ηзп ηп 2 =245*0,97*0,992 =233Вт;

N3 =N2 ηчп ηп =233*0,8*0,99=184,5Вт;

Nим =N3 ηм =224*0,98=181Вт.

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

; Т21 •U1 ;

Т32 •U2 ; (1.5)

Т1 =245/289=0,85 Н•м;

Т2 =0,85•2,5=2,1 Н•м;

Т3 =2,1•10=21 Н•м.

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Таблица 1

Параметры кинематического расчета

№ вала n, об/мин ω, рад/с N, Вт Т, Нм U
Дв 2760 289 250 0,85
1 2760 289 245 0,85 2,5
2 1104 115,6 233 2,1
10
3 110,4 11,5 184,5 21
ИМ 110,4 11.,5 181 21

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

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

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

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

Для выбора марки материала червячного колеса рассчитаем скорость скольжения

, (2.1)

где Т – вращающий момент на валу червячного колеса,

ω – угловая скорость тихоходного вала,

U – передаточное число.

Подставив значения в формулу 2.1 получим:

;

vs =2,2 м/с.

В соответствии с табл. 3.5 [4] для червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль с σв =500Н/мм2 и σт =230Н/мм2 .

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

(2.2)

где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КHL – коэффициент долговечности;

[SH ] – коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: КHL =1; [SH ] =1,1.

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

σHlimb =2НВ+70; (2.3)

σHlimb 1 =2×270+70; σHlimb 1 =610МПа;

σHlimb 2 =2×250+70; σHlimb 1 =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим

; МПа;

; МПа.

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

(2.4)

;

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.

Определяем допускаемое контактное и изгибное напряжения для червячного колеса по формулам табл. 3.6 [4,c.58]:

[σ]Н =250-25vs , [σ]F =(0,08σв +0,25 σт ) (2.5)

[σ]Н =250-25∙2,2=195Н/мм2 ;

[σ]F =(0,08∙500+0,25∙230)=97,5Н/мм2 .

3 Расчет тихоходной ступени привода

3.1 Проектный расчет

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле [4,c.74]:

(3.1)

где Т – вращающий момент на колесе ,Т3 =21 Нм (см. табл.1).

Подставив значения в формулу (3.1) получим:

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

Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа.

При U = 10 принимаем Z1 = 4.

Число зубьев червячного колеса Z2 = Z1 xU = 4 x 10 = 40.

Определяем модуль [4,c.74]:

mn =(1,5…1,7)·аw /z2 ; (3.2)

mn =(1,5…1,7)·50/40.

Принимаем модуль mn =2мм . Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка [4,c.75]:

q=(0,212…0,25) z2 ;

Принимаем модуль q=8.

Определяем основные размеры червяка и червячного колеса по формулам [4,c.76]:

Делительный диаметр червяка

Диаметры вершин и впадин витков червяка

Длина нарезной части шлифованного червяка :

Принимаем b1 =28мм .

Делительный угол подъема

γ=arctg(z1 /q);

γ=arctg(4/8);

γ=26°33'54''.

Делительный диаметр червячного колеса

Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса

Наибольший диаметр червячного колеса

Ширина венца червячного колеса

Принимаем b2 =28мм

Окружная скорость

червяка -

колеса -

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

- окружные

(3.7)

- радиальные

; где γ=26°33'54'' - угол подъема витка; (3.8)

-осевые

(3.9)

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

Таблица 2

Параметры червячной передачи тихоходной ступени

Параметр Червяк Колесо
m,мм 1
q 8
z 4 40
d,мм 16 80
dа ,мм 20 84
df ,мм 11,2 75,2
b, мм 28 28
Ft , Н 262,5 525
Fr , Н 262,5 262,5
Fа , Н 525 262,5

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений производим по формуле [4, c.77]:

; (3.10)

где: К – коэффициент нагрузки, при окружной скорости колеса менее 3м/с К=1.

Определяем ∆σН

;

; недогрузки, что допускается.

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Расчетное напряжение изгиба в основании ножки зубьев колеса [4,с.78]:

; (3.11)

где: YF – коэффициент формы зуба колеса, YF =1,55 [4,табл.4.10].

Подставив значения в формулу получим:

;

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

Определяем ∆σF

;

Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.

Таблица 3

Параметры проверочных расчетов

Параметр Обозн. Допускаемое Расчетное Недогрузка(-) или перегрузка(+)
Контактное напряжение, МПа σН 195 154 -20%
Напряжение изгиба, МПа σF 1 97,5 10,1 -79%

4 Расчет быстроходной ступени привода

Межосевое расстояние для быстроходной ступени для того, чтобы корпус редуктора был разъемным по осям валов принимаем равным 50мм. а=50мм. Определяем модуль [2,c.36]:

mn =(0,01…0,02)·50;

mn =0,5…1;

Принимаем mn =1.

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

zΣ =2а/mn ;

zΣ =2·50/1; zΣ =100

Принимаем zΣ =100.

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

z1 = zΣ /(U1 +1); z1 =100/(2,5+1);

z1 =28,5; принимаем z1 =28.

Тогда z2 = zΣ -z1 =100-28=72

Фактическое передаточное соотношение U1 =72/28=2,57

Отклонение передаточного числа от номинального незначительное.

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

d1 =mn ·z1 =1х28=28мм;

d2 =mn ·z2 =1х72=72мм;

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 [4, табл.6.1]:

- окружная

;

Н;

- радиальная

; где α=20° - угол зацепления;

; Н;

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.4.

Таблица 4

Параметры зубчатой передачи быстроходной ступени

Параметр Шестерня Колесо
mn ,мм 1
ha ,мм 1
ht ,мм 1,25
h,мм 2,25
с, мм 0,25
z 28 72
d,мм 28 72
dа ,мм 30 74
df ,мм 25,5 69,5
b, мм 15 18
аW ,мм 50
v, м/с 4
Ft , Н 58.3
Fr , Н 21,2

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 =0,85 Нм; Т2 =2,1 Нм; Т3 =21 Нм;

Ft 1 = Ft 2 =58,3 Н; Ft 3 =262,5 Н; Ft 4 =525 Н; Fr 1 = Fr 2 =21,2 Н;

Fr 3 = Fr 4 =262,5 Н; d1 =28мм; d2 =72мм; d3 =16мм; d4 =80мм.

Fm 1 и Fm 1 – консольные силы от муфт, которые равны [4, табл.6.2]:

; ;

Н; Н.

Rx и Ry – 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] σв =730Н/мм2 ; Н/мм2 ; Н/мм2 ; Н/мм2 .

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

где [τк ]=(20…25)МПа

Принимаем [τк ]=20МПа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа 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 =28мм.

Учитывая, что осевые нагрузки на валу имеются предварительно назначаем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные серии диаметров 2 по мм подшипник №46205, у которого Dп =52мм; Вп =15мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры: W=20мм; lм =20мм; l1 =35мм; l=60мм; с=5мм.

Определим размеры для расчетов: l/2=30мм;

с=W/2+ l1 + lм /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.

ΣМ2 y =0; RFy ·0,06-Fr 4 ·0,03=0

RFy = 262,5·0,03/ 0,06;

RЕ y = RFy =131Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках: М =0; М =0; М = RЕ y ·0,03; М =4Нм2 ; М =0;

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

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

ΣМ4 x =0; Fm 2 ·0,115- RЕ x ·0,06+ Ft 4 ·0,03=0;

RЕ x =( 1145·0,115+ 525·0,03)/ 0,06;

RЕ x =4820Н;

ΣМ2 x =0; -Fm 2 ·0,055+ Ft 4 ·0,03+ RFx ·0,06=0;

RFx = (1145·0,055- 525·0,03)/ 0,06;

RFx =787Н.

Определяем изгибающие моменты:

М =0;

М2 = -Fr 4 ·0,03

М =-262,5·0,03;

М =-8Нм;

М3хслева =-Fm 2 ·0,085-RЕх ·0,055;

М3хслева ==-1145·0,085-787·0,03;

М3хслева =-121Нм;

М =- RE х ·0,055;

М =- 4820 ·0,03;

М =- 144;

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх .


Рис.4 Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала

Крутящий момент Т1-1 = Т2-2 = Т3-3 = T3 =21Нм; T4-4 =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] σв =730Н/мм2 ; Н/мм2 ; Н/мм2 ; Н/мм2 .

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

где [τк ]=(20…25)Мпа

Принимаем [τк ]=20Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа 10 (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 под ступицу шестерни;

мм – диаметр буртика;

b1 =15мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник №100, у которого Dп =26мм; Вп =8мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=14мм; lм =16мм; l1 =25мм; l=60мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм; с=W/2+ l1 + lм /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.

ΣМ2y =0; RА y ·0,06-Fr1 ·0,03=0 RА y = 21,2·0,03/ 0,06; RА y = RВ y =10,6Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М =0;

М =0;

М = RА y ·0,03;

М =0,5Нм2 ;

М =0;

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

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

ΣМ4 x =0; Fm 1 ·0,1- RА x ·0,06+ Ft 1 ·0,03=0;

RА x = (64,5·0,1+ 58,3·0,03)/ 0,06;

RА x =137Н;

Рис.6 Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала


ΣМ2 x =0; Fm 1 ·0,02- Ft 1 ·0,03+ RВ x ·0,06=0;

RВ x = (58,3·0,03- 64,5·0,02)/ 0,06;

RВ x =7,7Н

Определяем изгибающие моменты:

М =0;

М2 = -Fm 1 ·0,04

М =-64,5·0,04;

М =-2,6Нм;

М3хсправа =-Fm 1 ·0,1+RВх ·0,03;

М3хсправа ==-64,5·0,1+7,7 ·0,03;

М3хсправа =-6,2Нм;

М =- RАх ·0,03;

М =- 137 ·0,03;

М =- 4,1;

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх . Крутящий момент

Т1-1 = Т2-2 = Т3-3 = T1 =0,85Нм;

T4-4 =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 - червяка

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

Определяем диаметр выходного конца червяка израсчёта на чистое кручение

;

где [τк ]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [τк ]=20Мпа.

; мм.

Принимаем dв =8мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник 10мм.

Намечаем приближенную конструкцию червяка (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм


Рис.7 Приближенная конструкция промежуточного вала

х=8мм;

W=20мм;

r=2,5мм;

b2 =18мм;

b3 =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.

Учитывая, что осевые нагрузки на валу имеются предварительно назначаем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные серии диаметров 1 по мм подшипник №36100К6, у которого Dп =26мм; Вп =8мм [4,табл.К27].

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

åМСу =0;

-RD у ·0,09+Fr 3 ·0,03+Fr 2 ·0,12=0

RDy =(262,5·0,03+21,2·0,12)/ 0,09;

RDy ==116Н.

åМD у =0;

RCy ·0,09- Fr3 ·0,06+ Fr2 ·0,03=0;

RCy =(262,5·0,06-21,2·0,03)/ 0,09;

RCy =168Н.

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

М =0;

М =-RCy ·0,03;

М =-5Нм;

М3услева =-RCy ·0,09+Fr 3 ·0,06;

М3услева =0,6Нм

М3усправа = Fr 2 ·0,03;

М3усправа = 0,6Нм

М =0;

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

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

åМСх =0;

RDx ·0,09-Ft3 ·0,03-Ft2 ·0,12=0;

RDx =( 262,5·0,03+ 58,3·0,12)/0,09;

RDx =87,5Н;

åМD х =0;

RCx ·0,09- Ft3 ·0,06-Ft2 ·0,03=0;

RCx =(262,5·0,03+58,3·0,06)/ 0,09;

RCx =126Н.

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

М1 x =0;

М2 x =-RCx ·0,03;

М2 x =-3,8Нм;

М3 x слева = -RCx ·0,09-Ft 3 ·0,06;

М3 x слева =-27Нм;

М3 x справа = Ft 2 ·0,03;

М3 x справа =1,7Нм;

М =0.

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

Рис.8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.


Крутящий момент

Т1-1 =0;

Т2-2 =-Т3-3 =- T2 =-2,1Нм;

Т4-4 =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

R1 ,H R2 ,H MИ , Нм MИэкв , Нм
Тихоходный вал 4821 798 144 146
Быстроходный вал 137,4 13,1 6,2 6,3
Промежуточный вал - червяк 1419 405 92,5 93

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4]. Обозначения используемых размеров приведены на рис.9.

Рис.9 Сечение вала по шпонке

6.1 Шпонки быстроходного вала

Для выходного конца быстроходного вала при d=6 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=2x2 мм2 при t=1,2мм (рис.9).

При длине ступицы полумуфты lм =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 =0,85 Н×м.

lр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр =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.

Для зубчатого колеса вала при d=15 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=5x5 мм2 при t=3мм, t1 =2,3мм. Т1 =0,85Нм.

При длине ступицы шестерни lш =15 мм выбираем длину шпонки l=12мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):

Условие выполняется.

6.2 Шпонки промежуточного вала

Для зубчатого колеса вала при d=8 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=2x2 мм2 при t=1,2мм, t1 =1мм. Т2 =2,1Нм. При длине ступицы шестерни lш =18 мм выбираем длину шпонки l=14мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):

Условие выполняется.

6.3 Шпонки тихоходного вала

Передаваемый момент Т3 =21Нм.

Для выходного конца вала при d= 18мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=6x6 мм2 при t=3,5мм.

При длине ступицы полумуфты lМ =20 мм выбираем длину шпонки l=16мм.

Для червячного колеса тихоходного вала при d=30 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7мм2 при t=4мм.

При длине ступицы шестерни lш =28 мм выбираем длину шпонки l=22мм.

С учетом того, что на ведомом валу устанавливается колесо из бронзы ([s]см =70…90 Н/мм2 ) вычисляем по формуле (6.1):

условие выполняется.


Таблица 6

Параметры шпонок и шпоночных соединений

Параметр тих.вал- полум тих.вал- колесо промвал-шестерня

быстр

валшестер.

быстр.

валполум.

Ширина шпонки b,мм 6 8 2 5 2
Высота шпонки h,мм 6 6 2 5 2
Длина шпонки l,мм 16 22 14 12 14
Глубина паза на валу t,мм 3,5 4 1,2 3 1,2
Глубина паза во втулке t1 ,мм 2,8 3,3 1 2,3 1

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:

МИэкв = 146Нм;

МИ =144Нм;

Т3-3 =21Нм;

dв =30мм;

в=8мм – ширина шпонки,

t=4мм – 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; 30>23.

Условие соблюдается.

Определяем напряжения изгиба: σии /W;

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

;

мм3 ;

σи =144000/32448=4,4Н/мм2 .

При симметричном цикле его амплитуда равна: σа = σи =4,4Н/мм2 .

Определяем напряжения кручения: τк3-3 /Wк ;

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

;

мм3 ;

τк =21000/64896=0,3Н/мм2 .

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

τа = τк /2=0,3/2=0,15Н/мм2 .

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

σ )D =( Кσd + КF -1)/ Кy ;

τ )D =( Кτd + КF -1)/ Кy ; (7.1)

где Кσ и Кτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

по табл.11.2 [4] выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой Кσ =1,6, Кτ =1,4;

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

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

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

Подставив значения в формулы (7.1) получим:

σ )D =( 1,6/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,45;

τ )D =( 1,4/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,28.

Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:

-1 )D-1 /(Кσ )D ; (τ-1 )D-1 /(Кτ )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 ;

-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]:

sσ =(σ-1 )D / σа ; sτ =(τ-1 )D / τа . (7.3)

sσ =262/ 4,4=59; sτ =172/ 0,15=1146.

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

Быстроходный вал Промежуточный вал Тихоходный вал
100 36100 46205
d, мм 10 10 25
D, мм 26 26 52
В, мм 8 8 15
С, кН 4,62 5,03 15,7
Со , кН 1,96 2,45 8,34
RА , Н 137,4 1419 4821
RБ , Н 13,1 405 798

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

Ср ≤С; Lр ≥Lh ;

где Ср – расчетная динамическая грузоподъемность;

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

; [4, c.129] (8.1)

где ω – угловая скорость соответствующего вала (см. табл.1); m=3 для шариковых подшипников; RЕ – эквивалентная динамическая нагрузка, при отсутствии осевых усилий [4, табл.9.1]:

RЕ =V×RА Кδ Кτ (8.2)

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

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

Kτ – температурный коэффициент; Kτ =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:

RЕ =137,4х1,1=151Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для промежуточного вала:

RЕ =1419х1,1=1560Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для тихоходного вала:

RЕ =4821х1,1=5300Н;

- условие выполняется.

- условие выполняется.

Окончательные параметры подшипников приведены в табл.7.

9 Выбор масла, смазочных устройств

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы червяк был в него погружен на глубину hм (рис.10):

hм max =(0,1…0,5)d1 = 2…8мм;

hм min = 2,2×m = 2×1 = 2,2мм.

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×Nдв = 0,5×0,25 = 0,125 л.

Контроль уровня масла производится круглым маслоуказателем, который крепится к корпусу редуктора при помощи винтов. 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=4м/с – окружная скорость в зацеплении

Принимаем по табл.10.29 [4] масло И-220А.

Для обоих валов 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

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий