Конструкция выходного вала редуктора

Техническое задание Рассчитать и спроектировать узел выходного вала редуктора привода галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки по схеме, показанной на рисунке и данным, приведенным в таблице согласно варианту.

Привод не реверсивный. Нагрузка близка к постоянной. Ресурс работы редуктора 25 000 час.

Введение

Привод состоит из электродвигателя, ременной передачи, редуктора и муфты. Вращение от электродвигателя через ременную передачу и редуктор передается галтовочному барабану.

Данный привод обеспечивает согласование частоты вращения электродвигателя и ведущего вала галтовочного барабана. Редуктор и ременная передача дают выигрыш во вращательном моменте и уменьшают частоту вращения.

В курсовом проекте рассчитывается и разрабатывается конструкция выходного вала редуктора.

1. Кинематический расчет привода Требуемая мощность привода от галтовочного барабана, кВт где Т_г. б. — вращающий момент на барабане, Нм;

n_г. б. — частота вращения барабана, об/мин.

Коэффициент полезного действия привода 1,2

= _рем³_пкз_м· з_зп = 0,96· 0,99³ · 0,97· 0,98 = 0,9,

где з_рем = 0,96; - кпд ременной передачи, з_пк = 0,99; - кпд пары подшипников качения, з_м = 0.97; - кпд муфты;

з_зп = 0,98; -кпд зубчатой передачи.

Требуемая мощность электродвигателя, кВт Р_тр = Р_г. б./з = 2,68/0,9 = 2,97.

По таблице 18.36 принимаем электродвигатель серии 4А марки 90L2/2840, имеющий мощность Р_эл = 3,0 кВт и частоту вращения n_эл = 2840 об/мин.

Передаточное отношение привода

i = i_рем· i_ред = n_эл/n_г. б. = 2840/160 = 17,75.

Принимаем передаточное отношение редуктора i_ред = 3,5, тогда

i_рем = i/i_ред =17,55/3,5 = 5.

Дальнейший расчет ведем по мощности, развиваемой электродвигателем.

Вращающий момент, развиваемый электродвигателем Т_эл = 9550· Р_эл /n_эл =9550· 3/2840 = 10,1 Н· м.

Момент на выходном конце вала редуктора, Н· м Т = Т_эл i_рем· i_ред²_пкз_м·з_зп =10,1· 5·3,5·0,98·0,97·0,99² = 164,67.

Момент на зубчатом колесе ведомого вала, Н· м Т₂ = Т_эл· i_рем·i_редпкз_м·з_зп = 10,1· 5·3,5·0,98·0,97·0,99 = 166,34.

2. Выбор материала, термической обработки, определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба По таблице 2.1 принимаем для шестерни сталь 45, средней твердостью 270НВ, термическая обработка — улучшение. Для зубчатого колеса принимаем сталь 40, средней твердостью 200НВ, термическая обработка — улучшение.

По техническому заданию режим работы привода — постоянный, поэтому коэффициенты долговечности К_HL при расчете по контактным напряжениям и К_FL при расчете по изгибу принимаем равными единице.

По таблице 2.2 определяем допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба:

1,8· 270 + 67 = 553 МПа;

1,8· 200 + 67 = 427 МПа;

3. Расчет зубчатой передачи Проектный расчет где = 43 — коэффициент для косозубой передачи,

— коэффициент концентрации нагрузки, при скорости V15 м/с и Н350НВ зубья прирабатываются, поэтому К_Н=1,0 (стр.15[2]);

_ва — коэффициент ширины венца, принято _ва=0,37 при симметричном расположении колес относительно опор (стр.15[2]).

По таблице 19.1[2] принимаем стандартное значение межосевого расстояния =125мм.

Модуль передачи

m = (0,01…0,02) = (0,01…0,02)125 = 1,25…2,5 мм.

Принимаем стандартное значение модуля из первого ряда m=2мм (стр.16[2]).

Суммарное число зубьев передачи

z =2/m=2· 125/2=125.

Числа зубьев z₁ шестерни и z₂ колеса

z₁ = z/(u+1) = 125/(3,5+1) = 28;

z₂ = z — z₁ = 125 — 28 = 97.

Фактическое передаточное число

u_ф = z₂/ z₁ = 97/28 = 3,5.

Отклонение от требуемого значения что лежит в допускаемом пределе.

Фактическое межосевое расстояние

.

Основные геометрические параметры шестерни и колеса:

делительные диаметры

— диаметры окружностей вершин диаметры окружностей впадин ширина венцов Проверочный расчет Расчетные контактные напряжения

= 452,37 МПа, где коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для косозубой передачи

— коэффициент динамической нагрузки, для косозубой передачи при твердости ?350НВ К_НV=1,2 (стр. 20 [2]);

К_Н — коэффициент концентрации нагрузки, принимаем по таблице 2.3 в зависимости от _d = b₂/d₁ = 47/56 = 0,8 и симметричном расположении колес твердостью ?350НВ.

Проверка зубьев по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса:

_F2=K_F· Y·K_F·K_FV·Y_F2·F_t/(b₂·m)=0,9·1·1·1,2·3,61·1714,84/(47·2)= 71,13МПа;

_F1= _F2· Y_F1/ Y_F2 = 71,13· 3,88/3,61 = 76,45МПа, где K_F = 0,9; Y = 1 — для косозубых передач;

K_F = 1 при Vм/с и Н350НВ (стр. 19 [2]);

Y_F1=3,88 и Y_F2=3,61- коэффициенты формы зуба по таблице 2.5 [2]

Условия прочности по контактным напряжениям _Н? []_Н и по напряжениям изгиба _F? []_F выполняются, значит спроектированная передача будет работоспособна.

Определим усилия в зацеплении:

F_t = 1714,84 H — окружная сила;

F_r = F_t· tg20? = 1714,840,364 = 624,2H — радиальная сила;

F_M = 125•11,92 = 1489,81Н — консольная нагрузка от муфты.

4. Расчет тихоходного вала Проектный расчет Диаметр выходного конца вала при расчете по пониженным допускаемым напряжениям По таблице 7.1 принимаем стандартное окончание вала по ГОСТ 1208–66: d=28мм и длину консольной части вала L=42мм.

По таблице 7.2 принимаем высоту буртика t>2f =2· 2 = 4 мм.

Получаем диаметр под манжету и подшипник d_п = d+4f = 28+4· 2 = 36 мм. Принимаем стандартное значение d_п=d_манж=32мм.

Диаметр вала под ступицей колеса принимаем d_ст=36мм.

Линейные размеры вала получаем при конструировании узла выходного вала.

Проверочный расчет Рассчитываем выходной вал под ступицей колеса и в месте установки подшипника в опоре В.

Расчетная схема вала представлена на рисунке 1.

Реакции опор:

вертикальная плоскость YOZ

УM_A=0; - R_Ву· (a+b) + F_r· a = 0;

УM_B=0; R_Ay· (a+b) — F_r· b = 0;

·

горизонтальная плоскость XOZ

УM_A=0; F_t· a — R_Bх· (a+b) + F_M· (a+b+c) = 0;

УM_B=0; R_Ax· (a+b) — F_t· b + F_M· с = 0;

Суммарное значение реакций опор

Изгибающие моменты:

— вертикальная плоскость УM_A=0; M_D= R_Ay· a =315,82· 41,5 = 13 106,53H· мм;

— горизонтальная плоскость УM_A=0; M_D= R_Ax· a = 267,46· 41,5 = 11 099,59H· мм;

M_B= F_M· с =1489,81· 64 =95 347,84Н· мм.

Суммарные значения изгибающих моментов М_В = 95 347,84 Н· мм.

Проверяем запас прочности в сечении, проходящем через точку D, где действуют изгибающий момент М_D = 17 175,04 Н· мм и вращающий момент Т =166,34 Н· м = 166 340Н•мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Принимаем для вала сталь 35 твердостью 163…192НВ с пределами выносливости _-1=235Мпа и ф_-1=110МПа.

Амплитудные напряжения в опасном сечении

_a=_и=М_D/W=18 989,6/0,1d³=17 175,04/0,1· 36³=3,68МПа;

ф_a=0,5ф_K=T/2W_K=T/2· 0,2d³=166 340/2·0,2·36³=8,91МПа, где W=0,1d³ — осевой момент сопротивления сечения;

W_K=0,2d³ — полярный момент сопротивления сечения.

Пределы выносливости (_-1)_D и (ф_-1)_D вала в рассматриваемом сечении

(_-1)_D = _-1/(К)_D = 235/1,88 = 124,78МПа;

(ф_-1)_D = ф_-1/(К_ф)_D = 110/1,4 = 77,6МПа.

В этих формулах значения эффективных коэффициентов концентрации приняты по таблицам 7.15 и 7.16 [1]; значение K_F коэффициента влияния шероховатости принято по таблице 7.11 [1]; значение K_V коэффициента влияния поверхностного упрочнения принято по таблице 7.12.

Запас прочности в сечении В где S и S_ф — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по формулам [2]:

Т.о. условие прочности обеспечено.

Проверяем запас прочности вала в сечении, проходящем через точку В, где установлен подшипник.

Концентрация напряжений здесь обусловлена напресовкой на вал подшипника. В сечении действуют изгибающий момент М_В=95 347,84МПа и вращающий момент Т=142 050МПа. Диаметр вала под подшипником d_П=30мм.

Амплитудные напряжения цикла:

_a = М/W = М/0,1d³ = 95 347,84/0,1· 32³ = 29,1МПа;

ф_a = T/2W_K = 142 050/2· 0,2·32³ = 10,84МПа.

Пределы выносливости вала

(_-1)_D = _-1/(K)_D = 235/1,13 = 206,87МПа;

(ф_-1)_D = ф_-1/(K)_D = 110/1,2 = 90,75МПа, где коэффициенты концентрации напряжений

(К)_D =

(К_ф)_D =

Запас прочности сечения где коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям определяем по формулам:

Таким образом, прочность вала в опасном сечении обеспечена.

5. Подбор подшипников качения выходного вала на заданный ресурс привод редуктор подшипник вал По таблице 18.28 принимаем предварительно подшипники № 306, которые имеют соответственно динамическую и статическую грузоподъемности С_r=22кН и С_r=15,1кН.

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.

Эквивалентная нагрузка Р_rB= V· F_VB·К_б·К_Т= 1· 3351,17•1·1=3351,17 Н, где V — коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце V=1; К_б=1 — коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки по таблице 6.3 [1]; К_Т=1 — температурный коэффициент при t 100? С.

Долговечность принятого подшипника где n = n₂ = 190об/мин; - частота вращения вала, на котором установлен подшипник; m=3; - показатель степени для шарикоподшипников.

Так как расчетная долговечность больше требуемой по техническому заданию, то подшипник пригоден для работы.

6. Расчет шпоночных соединений тихоходного вала На консольном участке вала устанавливаем шпонку со скругленными торцами bхh = 8×7 мм.

Определяем необходимую (расчетную) длину шпонки, приняв допускаемые напряжения смятия [у]_СМ=135МПа:

Длина шпонки l = l_p + b =26+8=34мм, принимаем стандартную длину l=36мм. По таблице 18.19 принимаем в зависимости от диаметра вала сечение шпонки bхh = 10×8мм.

Определяем расчетную длину шпонки при допускаемом напряжении [у]_СМ=135МПа:

Длина шпонки l=l_р + b = 13,7 + 10 = 23,7 мм.

По таблице 18.19 принимаем стандартную длину шпонки l=28мм.

7. Выбор смазочных материалов По таблице 8.1 для контактных напряжений 600 МПа и окружной скорости меньше 2 м/с требуется вязкость масла 34· 10^-6м²/с.

Такую вязкость имеет индустриальное масло И-30А.

1. Решетов Д. Н. Детали машин. — М.: Машиностроение, 1974. 656 с.

2. Кудрявцев В. Н. Детали машин. — Л.: Машиностроение, 1980. — 464 с.

3. Устюгов И. И. Детали машин. — М.: Высшая школа, 1981. — 399 с.

4. Ковалев Н. А. Прикладная механика. — М.: Высшая школа, 1982. — 400 с.

5. Иосилевич Г. Б. и др. Прикладная механика. — М.: Машиностроение, 1985. — 576 с.

6. Куклин Н.Г., Куклина Г. С. Детали машин. — М.: Высшая школа, 1987. — 383 с.

7. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с.

8. Дунаев И.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. — М.: Высшая школа, 1990. — 399 с.

9. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. — М.: Высшая школа, 1991. — 432 с.

10. Степин П.А. Сопротивление материалов. — М.: Высшая школа, 1979. — 312 с.

11. Методические указания с заданиями к курсовому проекту по деталям машин для студентов не машиностроительных специальностей. — Уфа, изд. БГУ, 2003 — 36 с. Составители: Райский В. В., Калимгулов А.Р.

12. Зубчатые и червячные передачи. Расчеты на прочность. Методические указания к курсовым и дипломным проектам. — Уфа, изд. БашГУ, 2005 — 40 с.