125881 (Проектирование привода силовой установки), страница 2

Рабочая ширина зубчатого колеса: 62,32 мм.

Степень точности изготовления зубчатых венцов: 8.

Коэффициент кратковременных перегрузок: 1,6.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

К условию контактной выносливости:

допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа,

расчетное контактное напряжение: 224,10 МПа.

К условию статической прочности по контактным напряжениям:

допускаемое предельное контактное напряжение: 1624,00 МПа,

расчетное предельное контактное напряжение: 283,46 МПа.

К условию изгибной выносливости:

допускаемые напряжения изгиба зубьев:

шестерни 236,88 МПа, колеса 219,96 МПа

расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 28,86 МПа, колеса 27,54 МПа.

К условию статической прочности по напряжением изгиба:

предельные допускаемые напряжения изгиба зубьев:

шестерни 464,00 МПа, колеса 464,00 МПа.

предельные расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 46,18 МПа, колеса 44,06 МПа.

Контрольные параметры, определенные по начальному диаметру шестерни, модулю зацепления, углу наклона зубьев и передаточному числу:

межосевое расстояние: 124,640000

число зубьев шестерни, рассчитанное на ЭВМ: 30,59345

число зубьев колеса, рассчитанное на ЭВМ: 91,78036

Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Бергевич.

Статус пользователя ЭВМ - Студент.

Структурное подразделение - Учебная группа ЭП-06СПО.

Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок:

δ = 0,025α + 1 = 0,025 · 100 + 1 = 3,5 мм

δ₁ = 0,02α + 1 = 0,02 · 100 + 1 = 3 мм

Принимаем: δ = δ₁ = 8 мм

Толщина поясов стыка: b = b₁ = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 18 мм

Диаметры болтов:

d₁ = 0,03α + 12 = 0,03 · 100 + 12 = 15 мм - М16

d₂ = 0,75d₁ = 0,75 · 16 = 12 мм - М12

d₃ = 0,6d₁ = 0,6 · 16 = 9,6 мм - М10

d₄ = 0,5d₁ = 0,5 · 16 = 8 мм - М8

Предварительный расчет на прочность валов, подбор подшипников

Для изготовления валов назначаем сталь 45 и при этом учитываем, что в дальнейшем может появиться необходимость замены марки стали. В частности, для вал-шестерни будет назначен тот же материал, что и для зубчатого венца.

Проектировочный расчет диаметра вала ведем по напряжениям, возникающим при кручении:

d_в ≥ ,

где М_К - крутящий момент, [τ] = 20-35 МПа - допускаемые касательные напряжения (значения занижены в порядке компенсации неучета в этом расчете напряжений изгиба).

Диаметр тихоходного вала:

d_II = ≥ = 0,027 м = 27 мм.

Принимаем диаметр посадки шестерни тихоходной ступени d_II = 27 мм. Для посадки подшипника назначаем d = 30 мм.

Для опор тихоходного вала выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46306 по ГОСТ 831-75. Его размеры: d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 32,6 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 18,3 кН.

Диаметр быстроходного вала:

d_I = ≥ = 0,019 м = 19 мм.

Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого d_Д = 27 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно d_M ≈ 0,75d_Д. Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d = 20 мм.

Для посадки подшипника назначаем d = 25 мм. Сравнивая значения этих диаметров с размерами зубчатого венца шестерни, принимаем решение о конструировании быстроходного вала в виде вал-шестерни.

Для его опор выберем подшипник: шариковый радиально-упорный 46305 по ГОСТ 831-75. Его размеры: d = 25 мм, D = 62 мм, В = 17 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 26,9 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 14,6 кН.

Уточненный силовой расчет редуктора

Определим усилия в зубчатых зацеплениях.

Быстроходная ступень:

окружное: F_t1 = F_t2 = 2M_I / d₁ = 2 · 30/0,0367 = 1634,88 H

радиальное: F_r1 = F_r2 = F_t1 · tgα / cosβ = 1634,88 · tg 20°/cos 10,94° = 607,2 H

осевое: F_α1 = F_α2 = F_t1 · tgβ = 1634,88 · tg 10,94° = 316 H

Тихоходная ступень:

окружное: F_t3 = F_t4 = 2M_II / d₃ = 2 · 140/0,0623 = 4423,38 H

радиальное: F_r3 = F_r4 = F_t3 · tgα / cosβ = 4423,38 · tg 20°/cos 10,94° = 1641,6 H

осевое: F_α3 = F_α4 = F_t3 · tgβ = 4423,38 · tg 10,94° = 855 H

Расчет реакций опор редуктора

Значения реакций опор валов необходимы для проверки работоспособности валов и подшипников. Наибольшее опасение по работоспособности вызывает тихоходный вал редуктора и его опоры, так как там наблюдаются наибольшие нагрузки - силы, возникающие в зацеплении.

Из эскизной компоновки редуктора: l₁ = 36,5 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz: R_x1 = R_x2 = F_t / 2 = 1635/2 = 817,5 Н;

в плоскости yz: R_y1= (1/2l₁) (F_r1l₁ + F_a1d₁/2) = (1/2·36,5) (607·36,5 + 316·36,7/2) = 384 H;

R_y2= (1/2l₁) (F_r1l₁ - F_a1d₁/2) = (1/2·36,5) (607·36,5 - 316·36,7/2) = 223 H.

Проверка: R_y1 + R_y2 - F_r1 = 384 + 223 - 607 = 0.

Суммарные реакции:

P_r1 = = = 903 H;

P_r2 = = = 847 H.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_r1 + YP_a1) K_бK_T,

в которой радиальная нагрузка P_r1 = 903 H; осевая нагрузка P_a1 = F_a1 =316 H; V = 1 -

вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров K_б = 1; К_Т = 1.

Отношение F_a1/С_о = 316/14600 = 0,022; этой величине соответствует е = 0,21.

Отношение

Р_a1/P_r1 = 316/903 = 0,35 > е; Х = 0,45; Y = 1,97.

Р_э = (0,45·903 + 1,97· 316) = 1029 H.

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э) ³ = (26900/1029) ³ = 17865 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶/60n = 17865·10⁶/60·955 = 31·10⁴ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран, верно.

Рассмотрим тихоходный вал редуктора.

Из эскизной компоновки редуктора: l₂ = 37,5 мм, l₃ = 51 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_x3 = (1/2l₂) (F_t3l₃ + F_t2l₂) = (1/2·37,5) (4423·51 + 1635·37,5) = 3690 Н;

R_x4 = (1/2l₂) [ (F_t2l_{2 -} F_{t3 (}2l₂ + l₃)] = (1/2·37,5) (1635·37,5 - 4423·126) = - 6478 Н;

Проверка: R_x3 + R_x4 + F_t3 - F_t2 = 3690 - 6478 + 4423 - 1635 = 0.

в плоскости yz:

R_y3= (1/2l₂) (F_r2l₂ - F_a2d₂/2 + F_r3l₃ - F_a3d₃/2) = (1/2·37,5) (607·37,5 - 316·63,3/2 + 1642·51 -

855·62,3/2) = 908 H;

R_y4= (1/2l₂) [ (-F_r2l₂ - F_a2d₂/2 + F_r3 (2l₂ + l₃) - F_a3d₃/2) = (1/2·37,5) (-607·37,5 - 316·63,3/2 + 1642·126 - 855·62,3/2) = 1943 H;

Проверка: R_y3 - R_y4 - F_r2 + F_r3 = 908 - 1943 - 607 + 1642 = 0.

Суммарные реакции:

P_r3 = = = 3800 H; P_r4 = = = 6507 H.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_r4 + YP_a4) K_бK_T,

в которой радиальная нагрузка P_r4 = 6507 H; осевая нагрузка P_a4 = F_a4 = 855 H; V = 1 -

вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров K_б = 1; К_Т = 1.

Отношение F_a4/С_о = 855/18300 = 0,037; этой величине соответствует е = 0,23.

Отношение Р_a4/P_r4 = 855/6507 = 0,13 > е; Х = 0,56; Y = 1,88.

Р_э = (0,56·6507 + 1,88· 855) = 5251 H.

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э) ³ = (32600/5251) ³ = 240 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶/60n = 240·10⁶/60·191 = 37·10³ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран, верно.

Расчет внутренних силовых факторов валов

В проектируемом редукторе два вала - быстроходный и тихоходный. Быстроходный изготовлен, как вал-шестерня. Это значит, он усилен в наиболее нагруженном сечении за счет зубчатого венца.

Кроме того, избыток его прочности заложен в проектировочном расчете. Рассмотрим быстроходный вал. Опасное сечение - шестерня. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана нарезкой зубьев. Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = R_x1l₁ = 817,5 ·0,0365 = 30 Н·м;

М_х = R_у1l₁ = 384·0,0365 = 25 Н·м;

М_сеч = = = 39 Н·м.

Определим диаметр вала в опасном сечении по совместному действию изгиба и кручения:

М_пр = = = 47 Н·м.

d_сеч = = = 20 мм < d = 36,7 мм.

Прочность вала обеспечена.

Рассмотрим тихоходный вал. Опасное сечение - опора 4. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = F_t3l₃ = 4423·0,051 = 226 Н·м;

М_х = F_r3l₃ + F_a3d₃/2 = 1642·0,051 + 855·0,0623/2 = 112 Н·м;

М_сеч = = = 253 Н·м.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, табл.10.2 [2].

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_сеч / 0,1d³ = 253 · 10^3/0,1 · 30³ = 67,3 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т_II / 2 · 0,2d³ = 140 · 10^3/0,4 · 30³ = 7,6 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 табл.10.13 [2] ; К_τ / К_dτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

K_Fσ = K_Fτ = 1 табл.10.8 [2] ; K_V = 1 табл.10.9 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1/К_Fσ - 1) · 1/K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1/К_Fτ - 1) · 1/K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1/K_σД = 360/3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _{- 1/}K_τД = 200/2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7/67,3 = 1,7; S_τ = τ _{- 1Д} / τ _а = 91/7,6 = 12

S = S_σ S_τ / = 1,7 · 12/ = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена. Смазка.

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием меньшего зубчатого колеса в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по табл.11.1 [2]:

V₁ = 2,8 м/с - V_40° = 28 мм²/с

По таблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V_40°C = 26-32 мм²/с.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

σ_см = 2Т / d (l - b) (h - t₁) < [σ] _см = 120 МПа

Ведущий вал Ø20 мм, шпонка 6 × 6 × 40, t₁ = 3,5 мм.

σ_см = 2 · 7,6 · 10^3/20 · (40 - 6) (6 - 3,5) = 8,12 МПа < [σ] _см

Ведомый вал Ø35 мм, шпонка 10 × 8 × 36, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 140 · 10^3/35 · (36 - 10) (8 - 5) = 91,8 МПа < [σ] _см

Ведомый вал Ø27 мм, шпонка 7 × 7 × 50, t₁ = 4 мм.

σ_см = 2 · 140 · 10^3/27 · (50 - 7) (7 - 4) = 80,4 МПа < [σ] _см

Выбор муфт

Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя.

Диаметр конца вала: Ø20 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 63-20-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[М] = 63 Н · м, D × L = 100 × 104.

В нашем случае: М_I = 30 Н · м

Запас у муфты большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.

Список использованной литературы

1. С.А. Чернавский и др. - Курсовое проектирование деталей машин,

2. Москва, "Машиностроение", 1988 г.

3. П.Ф. Дунаев, С.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин,

4. Москва, "Высшая школа", 1998 г.

5. М.Н. Иванов - Детали машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.

6. А.Е. Шейнблит - Курсовое проектирование деталей машин,

7. Калининград, "Янтарный сказ", 2002 г.