Проект привода с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением

a1 = 60o

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 2 выводим:

Rx1 = (11.1)

Rx1 = = 361,441 H

Ry1 = (11.2)

Ry1 = = 626,035 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

Rx2 = (11.3)

Rx2 = = -1129,504 H

Ry2 = (11.4)

Ry2 = = -1956,359 H

Суммарные реакции опор:

R1 = = = 722,883 H; (11.5)

R2 = = = 2259,009 H; (11.6)

Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки "Выбор муфт"):

Fм1 = 528 Н.

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 2 получаем:

R1(м1) = (11.7)

R1(м1) = = -891,388 H

Из условия равенства суммы сил нулю, получаем:

R2(м1) = (11.8)

R2(м1) = = 363,388 H

10.2 Расчёт подшипников 1-го вала

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 207 легкой серии со следующими параметрами:

d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 72 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 25,5 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 13,7 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 19. Шарикоподшипник радиальный однорядный.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = R1 + R1(м1) = 722,883 + 891,388 = 1614,271 H;

Pr2 = R2 + R2(м1) = 722,883 + 363,388 = 2622,397 H.

Здесь R1(м1) и R2(м1) - реакции опор от действия муфты.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr2 + Y · Pa) · Кб · Кт,

где - Pr2 = 2622,397 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,19.

Отношение 0 Ј e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 · 1 · 2622,397 + 0 · 0) · 1 · 1 = 1614,271 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 3941,769 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 67938,108 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n1 = 967 об/мин - частота вращения вала.

10.3 Расчёт реакций в опорах 2-го вала

Силы, спроецированные на оси "x" и "y", действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx2 = Fв(пер.1) · cos(a2) = 1536,126 · cos(30o) = 1330,324 H

Fy2 = Fв(пер.1) · sin(a2) = 1536,126 · sin(30o) = 768,063 H

a2 = 30o

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 выводим:

Rx3 = (11.9)

Rx3 = = -1857,387 H

Ry3 = (11.10)

Ry3 = = -694,717 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

Rx4 = (11.11)

Rx4 = = 1052,387 H

Ry4 = (11.12)

Ry4 = = -1516,662 H

Суммарные реакции опор:

R3 = = = 1983,058 H; (11.13)

R4 = = = 1846,018 H; (11.14)

10.4 Расчёт подшипников 2-го вала

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 207 легкой серии со следующими параметрами:

d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 72 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 25,5 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 13,7 кН - статическая грузоподъёмность.



Рис. 20. Шарикоподшипник радиальный однорядный.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr3

Pr4

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 3.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr3 + Y · Pa) · Кб · Кт,

где - Pr3 = 1983,058 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,19.

Отношение 0 Ј e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 · 1 · 1983,058 + 0 · 0) · 1 · 1 = 1983,058 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 2126,25 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 65964,35 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n2 = 537,222 об/мин - частота вращения вала.

10.5 Расчёт реакций в опорах 3-го вала

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 6 выводим:

Rx5= (11.15)

Rx = = 630,381H

Ry5 = (11.16)

Ry5= = 2906,137 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

Rx6 = (11.17)

Rx6 = = -3513,816 H

Ry6 = (11.18)

Ry6 = = -734,996 H

Суммарные реакции опор:

R5 = = = 2973,721 H; (11.19)

R6 = = = 3589,864 H; (11.20)

10.6 Расчёт подшипников 3-го вала

Выбираем шарикоподшипник радиально-упорный однорядный (по ГОСТ 831-75) 36207 легкой узкой серии со следующими параметрами:

d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 72 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 30,8 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 17,8 кН - статическая грузоподъёмность.

a = 12o.



Рис. 21. Шарикоподшипник радиально-упорный однорядный.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr5

Pr6

Отношение 0,026; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,331. Здесь Fa = -454,884 Н - осевая сила, действующая на вал.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

S1 = e · Pr5 = 0,331 · 2973,721 = 983,749 H;

S2 = e · Pr6 = 0,331 · 3589,864 = 1187,578 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr5 + Y · Pa5) · Кб · Кт,

где - Pr5 = 2973,721 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0,552 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,45; Y = 1,664.

Тогда: Pэ = (0,45 · 1 · 2973,721 + 1,664 · 1642,462) · 1 · 1 = 4070,629 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 433,179 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 18814,401 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n3 = 383,73 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник второй опоры:

Отношение 0,331 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,45; Y = 1,664.

Тогда: Pэ = (0,45 · 1 · 3589,864 + 1,664 · 1187,578) · 1 · 1= 3591,133 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 630,896 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 27401,906 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n3 = 383,73 об/мин - частота вращения вала.

10.7 Расчёт реакций в опорах 4-го вала

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 8 выводим:

Rx7 = (11.21)

Rx7 = = 917,043 H

Ry7 = (11.22)

Ry7 = = -100,291 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

Rx8 = (11.23)

Rx8 = = 1441,068 H

Ry8 = (11.24)

Ry8 = = 555,175 H

Суммарные реакции опор:

R7 = = = 922,511 H; (11.25)

R8 = = = 1544,311 H; (11.26)

Так как в разделе "Выбор муфт" принято, что радиальная сила муфты Fм2равна нулю, то в нахождении реакций опор, а также в построении эпюр нагрузок вала, радиальную силу муфты не учитываем.

10.8 Расчёт подшипников 4-го вала

Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 2007107 особолегкой серии со следующими параметрами:

d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 62 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 32 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 23 кН - статическая грузоподъёмность.

a = 14o.



Рис. 22. Роликоподшипник конический однорядный.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr7

Pr8

Так как в разделе "Выбор муфт" принято, что радиальная сила муфты Fм2равна нулю, то в нахождении реакций опор и подборе подшипников, радиальную силу муфты не учитываем.

Отношение 0,032; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,27. Здесь Fa = 727,825 Н - осевая сила, действующая на вал.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

S1 = 0.83 · e · Pr7 = 0.83 · 0,27 · 922,511 = 206,735 H;

S2 = 0.83 · e · Pr8 = 0.83 · 0,27 · 1544,311 = 346,08 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr7 + Y · Pa7) · Кб · Кт,

где - Pr7 = 922,511 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0,224 Ј e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 · 1 · 922,511 + 0 · 206,735) · 1 · 1 = 922,511 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 136121,925 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 9459572,574 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n4 = 239,831 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник второй опоры:

Отношение 0,605 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 2,21.

Тогда: Pэ = (0,4 · 1 · 1544,311 + 2,21 · 934,56) · 1 · 1 = 2683,102 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 3875,931 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 269351,543 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n4 = 239,831 об/мин - частота вращения вала.

Таблица 13. Подшипники.

Валы	Подшипники
	1-я опора	2-я опора
	Наименование	d, мм	D, мм	Наименование	d, мм	D, мм
1-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 207легкой серии	35	72	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 207легкой серии	35	72
2-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 207легкой серии	35	72	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 207легкой серии	35	72
3-й вал	шарикоподшипник радиально-упорный однорядный (по ГОСТ 831-75) 36207 легкой узкой серии	35	72	шарикоподшипник радиально-упорный однорядный (по ГОСТ 831-75) 36207 легкой узкой серии	35	72
4-й вал	подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 2007107 особолегкой серии	35	62	подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 2007107 особолегкой серии	35	62

11. Расчёт валов

11.1 Расчёт моментов 1-го вала

MxА = 0 Н · мм

MyА = 0 Н · мм

MмА = 0 Н · мм

MА = = = 0 H · мм (12.1)

MxБ = 0 Н · мм

MyБ = 0 Н · мм

MмБ = (12.2)

MмБ = = 61776 H · мм

MБ = = = 61776 H · мм (12.3)

MxВ = (12.4)

MxВ = = 106425,931 H · мм

MyВ = (12.5)

MyВ = = 61445,04 H · мм

MмВ = (12.6)

MмВ = = 0 H · мм

MВ = = = 122890,08 H · мм (12.7)

MxГ = 0 Н · мм

MyГ = 0 Н · мм

MмГ = 0 Н · мм

MГ = = = 0 H · мм (12.8)

11.2 Эпюры моментов 1-го вала



11.3 Расчёт 1-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = T1 = 44618,236 H·мм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.

С е ч е н и е А.

Диаметр вала в данном сечении D = 32 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = , где: (12.9)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = = 0,5 · = 3,804 МПа, (12.10)

здесь

Wк нетто = (12.11)

Wк нетто = = 5864,451 мм3

где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et = 0,77 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St = 21,522.

Радиальная сила муфты, действующая на вал, найдена в разделе "Выбор муфт" и равна Fм1 = 191 Н. Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 191 мм, Находим изгибающий момент в сечении:

Mизг. = Tм1 · l / 2 = 528 · 191 / 2 = 50424 Н·мм. (12.12)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = , где: (12.13)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = 19,046 МПа, (12.14)

здесь

Wнетто = (12.15)

Wнетто = = 2647,46 мм3,

где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0 МПа, где (12.16)

Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es = 0,88 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss = 8,351.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 7,785 (12.17)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

С е ч е н и е Б.

Диаметр вала в данном сечении D = 35 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = (12.18)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = 14,676 МПа, (12.19)

здесь

Wнетто = 4209,243 мм3 (12.20)

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0 МПа, (12.21)

здесь: Fa = 0 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- s = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Ss = 7,146.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = где: (12.22)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = (12.23)

tv = tm = = 2,65 МПа,

здесь

Wк нетто = 8418,487 мм3 (12.24)

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

St = 30,973.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 6,963 (12.25)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

С е ч е н и е В.

Диаметр вала в данном сечении D = 35 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = (12.26)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = 29,195 МПа, (12.27)

здесь

Wнетто = 4209,243 мм3 (12.28)

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0 МПа, (12.29)

здесь: Fa = 0 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- s = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Ss = 3,592.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = где: (12.30)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = (12.31)

tv = tm = = 2,65 МПа,

здесь

Wк нетто = 8418,487 мм3 (12.32)

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

St = 30,973.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 3,568 (12.33)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

11.4 Расчёт моментов 2-го вала

MxА = 0 Н · мм

MyА = 0 Н · мм

MА = = = 0 H · мм (12.34)

MxБ = (12.35)

MxБ = = 88327,245 H · мм

MyБ = (12.36)

MyБ = = 152987,276 H · мм

MБ = = = 176654,49 H · мм (12.37)

MxВ = (12.38)

MxВ = = 115465,28 H · мм

MyВ = (12.39)

MyВ = = -42025,92 H · мм

MВ = = = 122875,583 H · мм (12.40)

MxГ = 0 Н · мм

MyГ = 0 Н · мм

MГ = = = 0 H · мм (12.41)

11.5 Эпюры моментов 2-го вала

11.6 Расчёт моментов 3-го вала

MxА = 0 Н · мм

MyА = 0 Н · мм

MА = = = 0 H · мм (12.42)

MxБ = (12.43)

MxБ = = -101032,12 H · мм

MyБ = (12.44)

MyБ = = 36772,68 H · мм

MБ = = = 107516,135 H · мм (12.45)

MxВ = (12.46)

MxВ = = -13262,847 H · мм

MyВ = (12.47)

MyВ = = 106114,995 H · мм

MВ = = = 106940,616 H · мм (12.48)

MxГ'= (12.49)

MxГ' = = 19489,278 H · мм

MxГ" = 0 Н · мм

MyГ = 0 Н · мм

MГ' = = = 19489,278 H · мм (12.50)

MГ" = = = 0 H · мм (12.51)

11.7 Эпюры моментов 3-го вала



Крутящий момент на валу Tкр. = T3 = 101032,102 H·мм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.

С е ч е н и е А.

Диаметр вала в данном сечении D = 30 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 8 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 4 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = (12.76)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = 10,1 МПа, (12.77)

здесь

Wнетто = (12.78)

Wнетто = = 1929,652 мм3,

где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0,644 МПа, (12.79)

здесь: Fa = 454,884 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es = 0,92 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss = 16,36.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = где: (12.80)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = (12.81)

tv = tm = = 11,029 МПа,

здесь

Wк нетто = (12.82)

Wк нетто = 4580,371 мм3,

где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et = 0,83 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St = 7,976.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 7,169 (12.83)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

С е ч е н и е Б.

Диаметр вала в данном сечении D = 35 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = (12.60)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = 25,543 МПа, (12.61)

здесь

Wнетто = 4209,243 мм3 (12.62)

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0,473 МПа, (12.63)

здесь: Fa = 454,884 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- s = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Ss = 4,101.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = где: (12.64)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = (12.65)

tv = tm = = 6,001 МПа,

здесь

Wк нетто = 8418,487 мм3 (12.66)

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

St = 13,677.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 3,928 (12.67)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

С е ч е н и е В.

Диаметр вала в данном сечении D = 35 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = (12.68)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = 25,406 МПа, (12.69)

здесь

Wнетто = 4209,243 мм3 (12.70)

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0,473 МПа, (12.71)

здесь: Fa = 454,884 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- s = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Ss = 4,123.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = где: (12.72)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = (12.73)

tv = tm = = 6,001 МПа,

здесь

Wк нетто = 8418,487 мм3 (12.74)

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

St = 13,677.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 3,948 (12.75)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

С е ч е н и е Г.

Диаметр вала в данном сечении D = 30 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 8 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 4 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = (12.76)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = 10,1 МПа, (12.77)

здесь

Wнетто = (12.78)

Wнетто = = 1929,652 мм3,

где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0,644 МПа, (12.79)

здесь: Fa = 454,884 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es = 0,92 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss = 16,36.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = где: (12.80)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = (12.81)

tv = tm = = 11,029 МПа,

здесь

Wк нетто = (12.82)

Wк нетто = 4580,371 мм3,

где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et = 0,83 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St = 7,976.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 7,169 (12.83)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

11.8 Расчёт моментов 4-го вала

MxА = 0 Н · мм

MyА = 0 Н · мм

MА = = = 0 H · мм (12.84)

MxБ' = (12.85)

MxБ' = = -11031,988 H · мм

MxБ" = (12.86)

MxБ" = = 38862,236 H · мм

MyБ = (12.87)

MyБ = = 100874,748 H · мм

MБ' = = = 101476,202 H · мм (12.88)

MБ" = = = 108101,749 H · мм (12.89)

MxВ = 0 Н · мм

MyВ = 0 Н · мм

MВ = = = 0 H · мм (12.90)

MxГ = 0 Н · мм

MyГ = 0 Н · мм

MГ = = = 0 H · мм (12.91)

11.9 Эпюры моментов 4-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = T4 = 154433,605 H·мм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.

С е ч е н и е А.

Диаметр вала в данном сечении D = 35 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = (12.92)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = 0 МПа, (12.93)

здесь

Wнетто = 4209,243 мм3 (12.94)

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0,756 МПа, (12.95)

здесь: Fa = 727,825 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- s = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Ss = 2218,254.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = где: (12.96)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = (12.97)

tv = tm = = 9,172 МПа,

здесь

Wк нетто = 8418,487 мм3 (12.98)

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

St = 8,949.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 8,949 (12.99)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

С е ч е н и е Б.

Диаметр вала в данном сечении D = 38 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 10 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss=(12.100)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv=27,339МПа,(12.101)

здесь

Wнетто=(12.102)

Wнетто = = 3954,151 мм3,

где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0,642 МПа,(12.103)

здесь: Fa = 727,825 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es = 0,88 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss = 5,805.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St=где:(12.104)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv=tm=(12.105)

tv = tm = = 8,266 МПа,

здесь

Wкнетто=(12.106)

Wк нетто = 9341,197 мм3,

где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et = 0,77 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St = 9,905.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S===5,008(12.107)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

С е ч е н и е В.

Диаметр вала в данном сечении D = 35 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss=(12.108)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv=0МПа,(12.109)

здесь

Wнетто=4209,243мм3(12.110)

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm=0,756МПа,(12.111)

здесь: Fa = 727,825 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- s = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Ss = 2218,254.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St=где:(12.112)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv=tm=(12.113)

tv = tm = = 9,172 МПа,

здесь

Wк нетто=8418,487 мм3(12.114)

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

St = 8,949.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S===8,949(12.115)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

С е ч е н и е Г.

Диаметр вала в данном сечении D = 36 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St=,где:(12.116)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = = 0,5 · = 9,091 МПа,(12.117)

здесь

Wкнетто=(12.118)

Wк нетто = = 8493,523 мм3

где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et = 0,77 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St = 9,006.

ГОСТ 16162-85 или ГОСТ Р 50891-96 "Редукторы общемашиностроительного применения. Общие технические условия" указывают на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки должна быть для тихоходного вала:

Fконс. = 125 · = 125 · = 1553,391 Н,

где T4 = 154,434 Н·м - момент на валу.

Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 260 мм, Находим изгибающий момент в сечении:

Mизг.=Fконс. · l / 2 = 1553,391 · 260 / 2 = 201940,83 Н·мм.(12.119)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss=,:(12.120)

где - амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv=51,607МПа,(12.121)

здесь

Wнетто=(12.122)

Wнетто = = 3913,081 мм3,

где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm=0МПа, (12.123)

где

Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es = 0,88 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss = 3,082.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S===2,916(12.124)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

12. Выбор сорта масла

Для уменьшения потерь, мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания передачи применяем картерную систему. В корпус редуктора заливается масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Масло заливается внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 4,657 = 1,164 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH = 562,632 МПа и скорости v = 1,722 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10-6 м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Для слива масла используется сливное отверстие, закрываемое пробкой, с цилиндрической резьбой, для замера уровня масла используем щуп и для вентиляции картера используем пробку-отдушину.

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

13. Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

14. Описание технологических мероприятий по восстановлению быстро изнашиваемых деталей механического привода

Для восстановления рабочих поверхностей быстроизнашиваемых деталей машин находит применение целый ряд способов основанных на методах сварки, наплавки, напыления и т.д.

Наплавка - процесс нанесения слоя металла или сплава на сопрягаемую рабочую поверхность детали. Наплавка осуществляется нагревом до плавления поверхностного слоя детали и наплавляемого металла или сплава. Полученная таким образом общая ванна жидкого металла затвердевает и образует слой наплавки. Наплавкой можно нанести слой любой толщины с различными физико-химическими и механическими свойствами.

Принцип газопорошковой наплавки состоит в том, что газовым пламенем поверхностный слой основного металла нагревается до температуры, близкой к температуре плавления, или оплавляется, а присадочный порошок, подающийся в зону наплавки через газокислородное пламя - расплавляется. В результате взаимодействия с самофлюсующимся присадочным порошком поверхность металла очищается от оксидных плёнок и загрязнений, происходит смачивание и растекание по ней частиц расплавленного присадочного порошка. Атомы присадочного порошка диффундируют в основной металл, а он растворяется в расплавленном присадочном порошке. В процессе поступательного перемещения газового пламени жидкий металл охлаждается, кристаллизуется, что приводит к образованию металлических связей, то есть к созданию наплавленного слоя на поверхности изделия.

При вибродуговой наплавке присадочный материал и основной металл поверхности изделия расплавляются теплотой, которая выделяется при горении электрической дуги. Расплавленный металл перемешивается, растворяется, подвергается металлургической обработке, а затем, по мере охлаждения, кристаллизуется и в результате образуется наплавленный слой. На вращающуюся деталь металл наплавляется с помощью специальной головки, обеспечивающей подачу и вибрацию электродной проволоки с частотой до 100 раз в секунду. Таким образом можно восстанавливать, например, изношенные шейки валов под подшипники, зубчатые колёса и т. п.

Напыление - технологический процесс создания покрытия путём нанесения на поверхность изделия и соединения с ней частиц присадочного материала, распылённых высокотемпературными скоростными потоками плазмы, газа, ударных волн или осаждённых из газовой фазы в вакууме. Напыляемые частицы нагреваются до жидкого, жидкопластичного (вязкотекучего) или пластичного состояния. При этом основной металл нагревается до невысоких температур, в нём не развиваются фазовые и структурные превращения и изделие не деформируется.

Напыление может быть применено при нанесении покрытий на зубчатые колёса, изношенные участки валов с приданием этим участкам особых механических свойств, требуемых для безотказной работы изделия.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.

5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.

6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.

7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.

8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.

9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.

10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.

11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.

12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.

13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.

Размещено на Allbest.ru