Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

P=3,5 кВт.

P_эдP. По ГОСТ 19523-81 выбираем обдуваемый электродвигатель единой серии 4А, стандартной мощности: P_эд = 4 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя определяется по зависимости

n_эд = n_пр·u_цил·u_рем. Здесь u_цил, u_рем - передаточные числа цилиндрической и ремённой передач, рекомендуемые значения для зубчатой цилиндрической передачи 2,0…5, для ремённой 1,5…3,5.

n_эд = 210·3,5·1,9=1396,5 об/мин.

Воспользовавшись рекомендациями [4, с. 333] найдём наиболее близкую частоту вращения стандартного двигателя. Выбрали двигатель типа 4А100L4, n_эд=1430 об/мин.

1.2 Определение передаточных чисел привода

Общее передаточное число привода

u_пр=6,8.

По ГОСТ 2185-66 возьмём стандартные значения передаточных чисел (u_цил=3,5; u_рем=2)

u_{пр ст} = u_{цил ст}·u_{рем ст} = 3,5·2 = 7.

По ГОСТ 2185-66 u_{пр ст} =7,1

Отклонение стандартного значения 0передаточного числа от фактического значения передаточного числа не должно превышать 4%. В данном случаи

1.3 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

Частота вращения на входном (быстроходном) валу

n₁ = 735 об/мин.

Частота вращения на выходном (тихоходном) валу

n₂ = 215 об/мин.

Крутящий момент на приводном валу

T_пр = T₂

Крутящий момент на ведущем шкиве ремённой передачи (на валу электродвигателя)

T_эд = 26,7 Н·м.

Крутящий момент на входном валу редуктора

T₁ = 26,7•0,95•1,9=48,19 Н·м.

Крутящий момент на выходном валу редуктора

T₂ = 48,19•3,5•0,97=163,6 Н·м.

2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

По типу производства назначаем вид термообработки: для серийного производства - улучшение для колеса и закалка ТВЧ для шестерни (Токи Высокой Частоты).

Для изготовления колёс принимаем сталь 40Х, как наиболее распространённую в общем редукторостроении.

Шестерня: HRC₁ = 45; _в = 1500 МПа; _т = 1300 Мпа.

Колесо: HВ₂ = 250; _в = 850 МПа; _т = 550 Мпа.

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни

. Закалка ТВЧ

_{H lim b 1} = 17·+200 = 17·45+200 =965 МПа (предел выносливости по контактным напряжениям).

S_{H 1} = 1,2 (коэффициент запаса безопасности).

N_{HE 1} =

= 60·735·1500·(2,2³·10^-4+1³·0,4+0,6³·0,4+0,3³·0,2) = 326·10⁶ (эквивалентное число циклов).

m=9 (показатель кривой усталости), так как HB>350.

N_{HO 1} = 30·(10)^2,4 = 30·(10·45)^2,4 = 70·10⁶ (базовое число циклов).

Так как N_HE1>N_HO1, то K_{HL 1} = 1 (коэффициент долговечности).

= 804 МПа.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений для колеса

Улучшение

_{H lim b 2} = 2·+70 = 2·250+70 =570 МПа.

S_{H 2} = 1,1.

N_{HE 2} = = 93·10⁶.

N_{HO 2} = 30·()^2,4 = 30·250^2,4 = 17,1·10⁶.

Так как N_HE2>N_HO2, то K_{HL 2} ==1.

=518 МПа.

Расчётное значение допускаемых контактных напряжений

[_H]_р = [_H]_min = 518 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке

[_H]_{max 2} = 2,8·_Т =2,8·550 =1540 МПа.

[_H]_{max 1} = 40·HRC =40·45 =1600 МПа.

2.3 Допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса

2.3.1 Определяем допускаемые значения для шестерни

_{F lim b 1} = 650 МПа.

S_F1 = 1,75 (коэффициент запаса).

K_FC1 = 1, так как передача нереверсивная.

N_FO1 = 4·10⁶.

N_FE1 = 60·735·1500·(2.2⁹·10^-4+0,4+0.6⁹·0,4+0,3⁹·0,2) = 347·10⁶.

Так как N_FE1>N_FO1, то K_FL1=1.

[_F]₁ = 371,4 МПа.

2.3.2 Определяем допускаемые значения для колеса

_{F lim b 2} =1,8•=1,8•250=450 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[_F]_max = 0,6·_в = 0,6·1500 = 900 МПа.

S_F2 = 1,75 (коэффициент запаса).

K_FC2 = 1, так как передача нереверсивная.

N_FO2 = 4·10⁶.

N_FE2 = 99·10⁶.

Так как N_FE2>N_FO2, то K_FL2=1.

[_F]₂ = 260 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[_F]_мах1=0,6·_в1=0,6·1500=900 МПа.

[_F]_мах2=0,8·_т2=0,8·550=440 МПа.

3. Расчёт цилиндрической прямозубой передачи

3.1 Проектный расчёт цилиндрической прямозубой передачи

Межосевое расстояние

.

K_a = 490 МПа.

K_H = 1,2 (коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки).

_ba = 0,315 (коэффициент ширины колеса).

127 мм.

По рекомендации [2, с. 246] выбираем стандартное рекомендуемое межосевое расстояние а= 160 мм.

2. Назначаем нормальный модуль по соотношению

m_n = (0,01…0,02)·а2 мм.

m_n = (0,01…0,02)·160 = (1,6…3,2) мм.

По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный m = 4, так как для силовых передач m2 мм.

3. Определяем число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

.

z₁ = 17.7>17.

Принимаем z₁ = 18.

Число зубьев колеса

z₂ = u·z₁ = 3.5·18 = 63.

4. Уточняем передаточное число

u_ф =3.5.

Отклонений от требуемого u нет (допускается 4%).

5. Определяем диаметры делительных окружностей колёс

d₁ = m_n ·z₁ = 4·18 = 72 мм.

d₂ = m_n ·z₂ = 4·63 = 252 мм.

6. Проверка межосевого расстояния

а = 0,5·(d₁+d₂) = a.

а = 0,5·(72+252) = 162 мм. = а= 160 мм.

7. Определяем ширину зубчатых колёс

b₂ = _ba·a = 0,315·160 = 50,4 мм.

По ГОСТ 6636-69 округляем до стандартного значения b₂ = 55 мм.

Ширину зубчатого венца шестерни назначим на (5…8) мм. Больше b₁ = b₂+(5…8) = 55+(5…8) = (60…63) мм. Принимаем b₁ = 60 мм.

3.2 Проверочный расчёт цилиндрической прямозубой передачи

Проверочный расчёт передачи проводим в соответствии с ГОСТ 21354-75.

3.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

.

Z_H= (коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев).

= 20 (угол зацепления).

Z_H =1,76.

Z_M = (коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс, МПа).

(приведенный модуль упругости).

E₁ = E₂ =2,1·10⁵ МПа.

E_пр=2,1·10⁵ МПа.

= 0,3 (коэффициент Пуассона).

Z_M =271,1 МПа.

Z = (коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий).

(коэффициент торцевого перекрытия).

_a =1,7.

Z =0,9.

(окружная сила).

F_t ==1300 Н.

K_H = K_H·K_HV (коэффициент нагрузки).

K_H - коэффициент концентрации нагрузки.

K- коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбирается в зависимости от .

K= 1,26.

При непостоянной нагрузке K_H = (1-х)• K + х

х =10^-4•2,2+0,4•1+0,4•0,6+0,2•0,3=0,7

K_H = (1-0,7) •1,26+0,7= 1,08.

Определяем K_HV (коэффициент динамичности) в зависимости от V (окружной скорости).

V =2,8 м/с.

Принимаем 8-ю степень точности по рекомендации [2, с. 259] (тихоходные передачи машин низкой точности). Находим

K_HV = 1,22.

K_H = 1,08·1,22 = 1,3.

_H =318 МПа.

_H = 706,8 < [_H]_min = 828,3 МПа.

Недогрузка передачи составляет

_H =39% >[_H]=(12…15)%,

что указывает на возможность уменьшения габаритов передачи. Уменьшить межосевое расстояние нельзя по конструктивным соображениям. Изменим ширину зубчатых колес. Принимаем _ba=0,25. Тогда b₂ =40 мм, b₁ =50, K=1,14, K_H = (1-0,7)1,14+0,7=1,042

K_H = 1,042·1,22 = 1,27.

_H =370 МПа.

_H =28% >[_H]=(12…15)%

Однако дальнейшее уменьшение ширины колес может привести к возрастанию виброактивности колес. В связи с этим дальнейшее изменение размеров передачи нецелесообразно несмотря на ее значительную недогрузку.

3.2.2 Проверка передачи на изгибную выносливость

(условие работоспособности на изгиб для прямозубых колёс).

С достаточной степенью точности можно считать, что K_F = K_H, а K_FV = K_HV.

Y_F (коэффициент формы зуба) находим в зависимости от числа зубьев рассчитываемого колеса z и коэффициента смещения режущего инструмента x (x₁ = x₂ = 0)

Y_F1 = 4,07; Y_F2 = 3,61.

На изгибную выносливость проверяются зубья того колеса, для которого отношение минимально.

Следовательно, на изгибную прочность проверяем зубья колеса.

_F2 =26 МПа.

_F2 = 26 МПа < [_F]₁ = 260 МПа.

Проверяем передачу на прочность зубьев при пиковых (кратковременных) перегрузках.

.

_H =370 МПа, , =1540 МПа

_{H max} =550 МПа < [_H]_max = 1540 МПа.

Следовательно, контактная пластическая деформация зубьев (бринеллирование) будет отсутствовать.

_{F max} =816 < [_F]_max = 900 МПа.

Следовательно, объёмная пластическая деформация будет отсутствовать.

3.3 Геометрические характеристики зацепления

Определяются только те геометрические характеристики, которые необходимы при вычерчивании зубчатого зацепления передачи и рабочих чертежей зубчатых колёс.

Расчёт геометрических размеров передачи внешнего зацепления производится по ГОСТ 16532-70.

Некоторые размеры и параметры передачи уже определены.

m_n = 4 мм; a = 160 мм; b₁ = 60 мм; b₂ = 55 мм; d₁ = 72 мм; d₂ = 252 мм; u = 3,5.

Диаметры окружностей выступов

d_a1 = d₁+2·(h+x₁)· m_n; d_a2 = d₂+2·(h+x₂)· m_n.

h= 1 (коэффициент высоты головки зуба исходного контура).

x₁ = x₂ = 0 (коэффициенты смещения режущего инструмента).

d_a1 = 72+2·(1+0)·2 = 76 мм;

d_a1 = 252+2·(1+0)·2 = 256 мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев

d_f1 = d₁-2·(h+c^*-x₁)· m_n; d_f2 = d₂-2·(h+c^*-x₂)· m_n.

c^* = 0,25 (коэффициент радиального зазора исходного контура).

d_f1 = 72-2·(1+0,25-0)·2 = 67 мм;

d_f2 = 252-2·(1+0,25-0)·2 = 247 мм.

3.4 Ориентировочная оценка КПД редуктора

Для одноступенчатого редуктора _ред = _пер = 1-_з-(_n+_r).

_з = 2,3·f·

(коэффициент, учитывающий потери в зацеплении; по данной зависимости определяется при x₁ = x₂ = 0).

f = (0,06…0,1) (коэффициент трения в зубчатом зацеплении).

Принимаем f = 0,07.

_з = 2,3·0,07·= 0,0115.

_n - коэффициент, учитывающий потери в подшипниках.

_r - коэффициент, учитывающий потери на разбрызгивание и перемещение масла (гидравлические потери).

(_n+_r) = 0,15…0,03.

Так как передача имеет невысокую окружную скорость (V = 2,8 м/с), принимаем

(_n+_r) = 0,03. _ред = 1-0,01-0,03 = 0,96.

Теоретическое определение потерь крайне затруднено, поэтому на практике КПД редукторов определяют на натуральных объектах, пользуясь специальными испытательными установками.

3.5 Определение усилий, действующих в зацеплении

Окружная сила F_t =1300 Н.

Осевая сила F_a = F_t·tg = 0, так как = 0.

Радиальная сила F_r =473 Н.

4. Расчёт ремённой передачи

1. Размер сечения выбираем по рекомендации [1, с. 152] в зависимости от T_эд и n_эд.

T_эд =26,7 Н·м.

Принимаем клиновой ремень нормального сечения типа А.

2. Назначаем расчётный диаметр малого шкива d_{р1 min}. По рекомендации [1, с. 151] для ремня сечения А имеем d_{р1 min} = 90 мм.

Следует применять шкивы с большим, чем d_{р min} диаметром. По ГОСТ 20889-75 - ГОСТ 20897-75 принимаем d_р1 = 100 мм.

3. Определяем расчётный диаметр большего шкива

d_р2 = (1-)·d_р1·u_рем.

= 0,02 (коэффициент скольжения).

d_р2 = (1-0,02)·100·2 = 196 мм.

Полученный диаметр округляем до стандартного ближайшего значения по ГОСТ 20897-75 d_р2 = 200 мм.

Уточняем передаточное число

u_рем =2,04.

4. Определяем межосевое расстояние.

Минимальное межосевое расстояние

a_min = 0,55·(d_р1+d_р2)+h.

h = 8 мм (высота профиля ремня для сечения А).

a_min = 0,55·(100+200)+8 = 173 мм.

a_max =2·(100+200) = 600 мм.

Для увеличения долговечности ремней принимают a > a_min. Причём a назначается в зависимости от передаточного числа u_рем и расчётного диаметра d_р2. По рекомендации [1, с. 153] при u_рем = 2 имеем 1,2.

a = 1,2·d_р2 = 1,2·200 = 240 мм. Учитывая компоновку привода, принимаем окончательное межосевое расстояние a = 430 мм.

5. Определим длину ремня

.

V₁ - скорость ремня, равная окружной скорости малого шкива.

V₁ =7,5 м/с.

L_min =(375…250) мм.

L = 2·200+0,5·3,14·(100+200)+= 884 мм.

L > L_min, следовательно ремень будет иметь достаточную долговечность.

Полученную длину L округляют до стандартного ближайшего значения по ГОСТ 1284.3-80.

Принимаем L = 900 мм, что находится в рекомендуемом стандартном диапазоне для ремня типа А.Учитывая изменение межосевого расстояния (a=430 мм), полученное при компоновке общего вида привода к горизонтальному валу, получим окончательную длину ремня L = 1250 мм.

6. Уточняем межосевое расстояние передачи

a = 0,25·[L-₁+], где

₁ = 0,5··(d_р1+d_h2) = 0,5·3,14·(100+200) = 471 мм,

₂ = 0,25·(d_р1-d_р2)² = 0,25·(200-100)² = 2500 мм².

a = 0,25·[1250-471+] = 390 мм.

Округляем полученное значение до ближайшего из стандартного ряда чисел a = 430 мм.

Принимаем угол обхвата на малом шкиве

.

₁ =152 > [₁] = 120.

Следовательно, угол обхвата на малом шкиве имеет достаточную величину.

7. Допускаемая мощность, которую передаёт ремень в заданных условиях эксплуатации

[P] = (P₀·C·C_L+10^-4·T_и·n₁) ·C_р.

Определим P₀ - номинальную мощность, которую передаёт ремень в определённых условиях (₁ = 180, u = 1, V = 10 м/с, длина ремня L₀, спокойная нагрузка) P₀ = 1,3.

Значения коэффициентов C, C_L, T_и, C_р, C_z

C = 0,95 (коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата).

C_L = 0,95 (коэффициент, учитывающий реальную длину ремня).

T_и = 1,1 (поправка к моменту на быстроходном валу).

C_р = 0,95 (коэффициент, учитывающий режим работы передачи, в данном случаи для односменной работы).

[P] = (1,3·0,95·0,95+10^-4·1,1·1430) ·0,95 = 1,19 кВт.

8. Необходимое количество ремней с учётом неравномерности нагрузки на ремни

.

C_z = 0,9 (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между одновременно работающими ремнями).

z =3,7.

Принимаем z = 4, что меньше z_max = 6. Следовательно, передача будет иметь допустимое число ремней.

9. Сила предварительного натяжения одного ремня

.

q_m = 0,105 кг/м (масса одного метра длины ремня).

F₀ =121 Н.

10. Нагрузка на валы передачи

F_рем =940 Н.

Угол между силой и линией центров передачи

=10.

Если 20, то с достаточной степенью точности можно принимать, что F_рем направлена по линии центров передачи.

11. Проверяем частоту пробегов ремней на шкивах

n_n =[n_n] = 10 с^-1.

n_n ==8,3 с^-1 < [n_n].

12. Размеры шкивов клиноремённых передач регламентированы ГОСТ 20889-80 - ГОСТ20897-80, размеры профиля канавок регламентированы ГОСТ 20898-80.

5. Расчёт муфт

электродвигатель привод цилиндрическая передача

Для соединения отдельных узлов и механизмов в единую кинематическую цепь используются муфты, различные типы которых могут также обеспечить компенсацию смещений соединяемых валов (осевых, радиальных, угловых и комбинированных), улучшение динамических характеристик привода, ограничение передаваемого момента и прочее.

Наиболее распространённые муфты стандартизированы или нормализованы. Выбор муфт проводится в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента.

1. Определяем расчётный момент муфты

T_рм = k·T_м,

где T_м - номинальный момент на муфте (T_м = T₂ = 163,6 Н·м), k - коэффициент режима работы.

Принимаем, что поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.

k = k₁·k₂.

k₁ = 1,2 (коэффициент безопасности; поломка муфты вызывает аварию машины).

k₂ = 1,3 (коэффициент, учитывающий характер нагрузки; нагрузка с умеренными толчками).

k = 1,2·1,3 = 1,56.

T_рм = 1,56·163,6 = 255,2 Н·м.

2. Муфта выбирается по каталогу таким образом, чтобы выполнялось условие T_рм T_табл.

Из упругих компенсирующих муфт наибольшее применение имеют следующие: муфта упругая втулочно-пальцевая типа МУВП по ГОСТ 21424-75 и муфта с резиновой звёздочкой по ГОСТ 14084-76.

По рекомендации [5, с. 303, с. 304] принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП-40 по ГОСТ 21424-75, так как она обладает большими компенсирующими возможностями и принятая муфта имеет меньшие габариты (тип 2 - на короткие концы валов).

T_рм T_табл = 400 Н·м.

3. Определяем силу F_rм действующую со стороны муфты на вал, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов.

F_rм = (0,2…0,3)·F_tм, где F_tм - окружная сила на муфте, F_tм = .

Для МУВП d_р = D₁ - диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев.

d_р = D₁ = 242 мм.

Окружная сила на муфте

F_tм = = 1350 Н.

Следовательно, нагрузка от муфты на вал

F_rм = (0,2…0,3)·1350 = (270…405) Н.

Принимаем F_rм = 338 Н.

4. Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора. Определяем расчётный диаметр вала в месте посадки муфты

В данном случае M_гор = 0; M_верт = 0,5·F_rм·f₂.

f₂ = 10+110 = 120 мм. (расстояние от стенки редуктора до муфты или длина полумуфты).

M_верт = 0,5·338·0,12 = 20,28 Н·м.

Суммарный изгибающий момент

M = 20,28 Н·м.

Эквивалентный момент

M_экв = 165 Н·м.

Допускаемые напряжения [] = 55…65 МПа, принимаем [] = 55 МПа.

Расчётный диаметр вала в месте посадки муфты

d_рм = 31,1 мм.

С учётом ослабления вала шпоночной канавкой имеем

d_рм = 1,1·d_рм = 1,1·31,1 = 34 мм.

Окончательно принимаем d_рм =35 мм.

Таким образом, муфта проходит по посадочному диаметру вала и в дальнейших расчётах диаметр вала под муфту принимается d_м = 35 мм.

6. Расчет валов

Исходные данные: крутящий момент на быстроходном (входном) валу редуктора T₁ = 48,19 Н•м; крутящий момент на тихоходном (выходном) валу редуктора T₂ = 164 Н•м; окружная сила в зубчатом зацеплении F_t1 = F_t2 = 1300 Н; радиальная сила в зубчатом зацеплении F_r1 = F_r2 = 473 Н; ширина шестерни b₁ = 60 мм; ширина колеса b₂ = 55 мм; делительный диаметр шестерни d₁ = 72 мм; делительный диаметр колеса d₂ = 252 мм; сила, действующая на вал, от натяжения ремней F_рем = 940 Н; дополнительная сила, действующая со стороны муфты, на вал F_rм = 1350 Н.

6.1 Ориентировочный расчет валов

Определим средний диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях [2 стр. 251]:

,

где Т - крутящий момент на валу, Н?мм; - для редукторных и других аналогичных валов, ;

а) средний диаметр быстроходного вала

;

б) средний диаметр тихоходного вала

.

Предварительно оценить диаметр проектируемого вала можно, также ориентируясь на диаметр того вала, с которым он соединяется (валы передают одинаковый момент Т). Например, если вал соединяется с валом электродвигателя (или другой машины), то диаметр его входного конца можно принять равным или близким к диаметру выходного конца вала электродвигателя.

6.2 Проектный расчет быстроходного вала цилиндрического редуктора

Назначаем длины участков быстроходного вала в зависимости от крутящегося момента [4 стр. 284]:

f₁ =60 мм; e =104 мм.

1. Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия:

;

отсюда

.

Условие равновесия:

;

отсюда

.

Выполним проверку из условия равновесия проекций сил на ось X:

.

Следовательно, реакции A_X и B_X найдены верно.

2. Определяем реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия:

;

откуда

.

Условие равновесия:

;

откуда

.

Выполним проверку из условия равновесия проекций сил на ось Y:

.

Реакции A_Y и B_Y найдены верно.

3. Радиальная нагрузка на опору А:

.

Радиальная нагрузка на опору В:

.

4. Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала (используя формулы сопромата).

а) изгибающий момент в горизонтальной плоскости под подшипником А, В: ;

б) изгибающий момент в вертикальной плоскости под подшипником А, В: ;

в) изгибающий момент под шестерней в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

горизонтальная: ; вертикальная:

г) изгибающий момент под шкивом ременной передачи в обеих плоскостях:

5. Определяем диаметр вала в его характерных сечениях по зависимости:

,

где - эквивалентный момент, Н?м, по III гипотезе прочности (наибольших касательных напряжений)

.

Здесь М - суммарный изгибающий момент, , , - изгибающие моменты в рассматриваемом сечении в горизонтальной и вертикальной плоскостях, Н?м; Т - крутящий момент в рассматриваемом сечении вала, Н?м; - допускаемое изгибное напряжение, МПа.

Для обеспечения достаточной жесткости вала рекомендуется принять в зависимости от материала и диаметра = (55…65)МПа [6 стр. 324].

Принимаем = 60МПа.

6. Определяем расчетный диаметр вала под шестерней. Для этого сечения имеем изгибающий момент

М_гор = 5,6Н?м; М_вер =12,2; Т₁= 48,2Н?м;

следовательно ;

.

Тогда

.

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой, увеличиваем диаметр вала на 10?. Таким образом, .

Полученный диаметр вала округляем до ближайшего большего по ГОСТ 6636-69: принимаем = 30мм.

Проверим возможность применения насадной шестерни. Шестерня делается насадной при условии .

В нашем случае d_m1 = 72мм>2?30 = 60мм, шестерню можно сделать насадной.

7. Определяем расчетный диаметр вала под подшипником В. Для этого сечения имеем:

М_гор = 56,4Н?м; М_вер = 0 Н?м; Т₁=48,2Н?м;

следовательно ;

.

Тогда

.

8. Определяем расчетный диаметр вала под подшипником А. Для этого сечения имеем:

М_гор =0; М_вер =0; Т₁=48,2Н?м;

следовательно ;

.

Тогда

.

По ГОСТ 6636-69 по подшипником В из условия сборки принимаем d_В=22мм.

В целях унификации, а также обеспечение технологичности корпуса редуктора применяем одинаковые подшипники с посадочным диаметров вала d_В = d_А = 25 мм.

9. Определяем расчетный диаметр вала под шкивом ременной передачи. Для этого сечения имеем:

М_гор = 0Н?м; М_вер = 0Н?м; Т₂=48,2Н?м;

следовательно ;

.

Тогда

.

С учетом ослабление вала шпоночной канавкой, увеличиваем диаметр вала на 10?. Таким образом, .

По ГОСТ 6636-69 принимаем = 20мм.

Таким образом, для данного вала имеем диаметры: d_В = d_А = d_п = 25 мм, d_шк= 20 мм, d_ш = 30 мм.

6.3 Проектный расчет тихоходного вала

Назначаем длины участков тихоходного вала в зависимости от крутящегося момента [4 стр. 284]:

f₂ =120мм; e₂ =101мм;.

1. Определяем реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия:

;

откуда

.

Условия равновесия:

;

откуда

.

Выполним проверку из условия равновесия проекций сил на ось Y:

.

Реакции С_Y и D_Y найдены верно.

2. Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия:

;

откуда

Условия равновесие

;

откуда

Выполним проверку из условия равновесия проекций сил на ось X:

.

Следовательно, реакции С_X и D_X найдены верно.

3. Радиальная нагрузка на опору С

.

Радиальная нагрузка на опору D:

.

4. Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала (используя формулы сопромата).

а) изгибающий момент в горизонтальной плоскости под подшипником С, D: ;

б) изгибающий момент в вертикальной плоскости под подшипником С, D: ;

в) изгибающий момент под колесом в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

горизонтальная: ; вертикальная:

г) изгибающий момент под муфтой в обеих плоскостях:

5. Определяем расчетный диаметр вала под подшипником С. Для этого сечения имеем:

М_гор = 0Н?м; М_вер = 162Н?м; Т₂=164Н?м;

следовательно ;

.

Тогда

.

По ГОСТ 6636-69 принимаем d_C = 40мм.

Под подшипником D принимаем такой же диаметр, т.е. d_C = d_D = d_п=40мм.

6. Определяем расчетный диаметр вала под колесом. Для этого сечения имеем:

М_гор = 33Н?м; М_вер = 69Н?м; Т₂=164Н?м;

следовательно ;

.

Тогда

.

С учетом ослабление вала шпоночной канавкой, увеличиваем диаметр вала на 10?. Таким образом, .

Полученный диаметр округляем по ГОСТ 6636-69 с таким расчетом, чтобы диаметр под колесом

, т.е. 37+2 39мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем = 42мм.

7. Диаметр вала под муфту определен [см. п. 5] d_м = 35 мм.

Таким образом, для данного вала имеем диаметры: d_C= d_D= d_п = 40мм, d_K=42мм, d_М = 35мм.

6.4 Расчет вала на выносливость

Примем, что нормальные напряжения осей изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные осей кручения - по пульсирующему циклу. Определим коэффициент запаса прочности для опасного сечения вала и сравним с допускаемым значением запаса. Прочность соблюдается при S > [S] = 1,5…2,0.

Коэффициенты запаса определяются по формулам:

,

где - коэффициенты запаса соответственно по нормальным и касательным напряжениям. Они определяются по формулам:

; ,

где - пределы выносливости материала вала; - амплитуда и среднее напряжение циклов нормальных и касательных напряжений. Для симметричного цикла нормальных напряжений = 0; - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; - масштабные факторы; - коэффициенты качества поверхности, принимаем равным единице; - коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла.

Проверим на выносливость ведомый (тихоходный) вал, так как крутящий момент этого вала наибольший.

Материал вала - сталь 45, нормализация = 570МПа; = 246МПа; = 142МПа.

Рассмотрим сечение под подшипникам на него действуют изгибающие и крутящие моменты. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой подшипника.

Суммарный изгибающий момент:

.

Моменты сопротивления изгибу и кручению:

;

.

Коэффициенты понижения пределов выносливости:

= 1 (шлифование); .

Амплитуда нормальных напряжений:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

Определяем коэффициенты запаса прочности:

;

;

.

В рассматриваемом случае условие S > [S] = 1,5…2,0 выполняется.

Список использованной литературы:

1. Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин/В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державиц, И.К. Арефьев и др. - Л.: Машиностроение, 1984. - 400 с.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. - 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. школа, 1978. - 352 с.

4. Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М. Расчеты деталей машин. - Минск: Вышэйшая школа, 1978. - 472 с.

5. Детали машин. Атлас конструкций. Кол. Авторов по ред. д-ра техн. Наук Д.Н. Решетова. Изд. 3-е переработ. и доп. М., изд-во «Машиностроение», 1970, 360 стр.

6. Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.

Размещено на Allbest.ru