Курсовая работа: Привод индивидуальный

Название: Привод индивидуальный
Раздел: Промышленность, производство

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

ηобщ
зп
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
≥Nим
общ.
(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]:

; Т2
1
•U1
;

Т3
2
•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

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
=1,03×270=281МПа;

[σ]Fo
2
=1,03×250=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

№ 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

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 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

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

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

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

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=2×2 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=5×5 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=2×2 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=6×6 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=8×7мм2
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

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

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: σи
и
/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: τк
3-3
/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
=( Кσ
d
+ КF
-1)/ Кy
;

τ
)D
=( Кτ
d
+ 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

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

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

Поделиться:
Нет комментариев

Добавить комментарий

Ваш e-mail не будет опубликован. Все поля обязательны для заполнения.

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