Привод индивидуальный
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». 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… Читать ещё >
Привод индивидуальный (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
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
2009 г.
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
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 щим=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 щим=12с-1;
Определяем мощность на валу ИМ Nим= Тимх щим=11×12=132Вт.
Определяем общий КПД привода по схеме привода зобщ=ззп зчп зм зп (1.1)
где [1, с. 9,10]: ззп=0,97- КПД зубчатой цилиндрической передачи;
зчп=0,8- КПД червячной передачи;
зм=0,982 — потери в муфтах;
зп=0,994— коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках 4-х валов.
Сделав подстановку в формулу (1.1) получим:
зобщ.=0,97*0,85*0,982*0,994=0,7
Определяем потребную мощность электродвигателя [1,с.9]
Nэд?Nим/зобщ. (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 щдв=рnдв/30=р*2760/30=289рад/с;
Определяем общее передаточное число привода
U=щдв./щим=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 щ=рn/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.
щ1= щдв=289рад/с;
n2= nном/U1=2760/2,5=1104об/мин;
щ2=рn2/30=р*1104/30=115,6 рад/с;
n3= n2/U2=1104/10=110,4 об/мин;
щ3=рn3/30=р*110,4/30=11,5 рад/с.
Определяем мощность на каждом валу по схеме привода
N1=Nдв зм=0,25*0,98=245Вт;
N2=N1 ззп зп2=245*0,97*0,992=233Вт;
N3=N2 зчп зп =233*0,8*0,99=184,5Вт;
Nим=N3 зм =224*0,98=181Вт.
Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формулам [1,с.12,14]:
; Т2=Т1*U1;
Т3=Т2*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
№ вала | n, об/мин | щ, рад/с | N, Вт | Т, Нм | U | |
Дв | 0,85 | |||||
0,85 | 2,5 | |||||
115,6 | 2,1 | |||||
110,4 | 11,5 | 184,5 | ||||
ИМ | 110,4 | 11., 5 | ||||
2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
Выбираем материал для шестерни, червяка и колеса по табл.3.2 [4,c.52]:
шестерня и червяксталь 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, щ — 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 для червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль с ув=500Н/мм2 и ут=230Н/мм2.
Определяем допускаемое контактное напряжение для стальных деталей по формуле [4,c.53]:
(2.2)
где уHlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
КHL — коэффициент долговечности;
[SH] - коэффициент безопасности;
по [1,c.33]: КHL =1; [SH] =1,1.
Определяем уHlimb по табл.3.1[4,c.51]:
уHlimb =2НВ+70; (2.3)
уHlimb1 =2270+70; уHlimb1 =610МПа;
уHlimb2 =2250+70; уHlimb1 =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]:
[у]Fo =1,03НВ;
[у]Fo1 =1,03×270=281МПа;
[у]Fo2 =1,03×250=257МПа.
Определяем допускаемое контактное и изгибное напряжения для червячного колеса по формулам табл. 3.6 [4,c.58]:
[у]Н =250−25vs, [у]F =(0,08ув+0,25 ут) (2.5)
[у]Н =250−25•2,2=195Н/мм2;
[у]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 ГОСТ 6636–69 [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 x U = 4×10 = 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 г=arctg (z1/q);
г=arctg (4/8);
г=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 г=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
Параметр | Червяк | Колесо | |
m, мм | |||
q | |||
z | |||
d, мм | |||
dа, мм | |||
df, мм | 11,2 | 75,2 | |
b, мм | |||
Ft, Н | 262,5 | ||
Fr, Н | 262,5 | 262,5 | |
Fа, Н | 262,5 | ||
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 ?уН
;
; 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 ?уF
;
Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.
Таблица 3
Параметры проверочных расчетов
Параметр | Обозн. | Допускаемое | Расчетное | Недогрузка (-) или перегрузка (+) | |
Контактное напряжение, МПа | уН | — 20% | |||
Напряжение изгиба, МПа | уF1 | 97,5 | 10,1 | — 79% | |
4 Расчет быстроходной ступени привода
Межосевое расстояние для быстроходной ступени для того, чтобы корпус редуктора был разъемным по осям валов принимаем равным 50 мм. 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]:
zУ=2а/mn;
zУ=2?50/1; zУ=100
Принимаем zУ=100.
Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:
z1= zУ/(U1+1); z1=100/(2,5+1);
z1=28,5; принимаем z1=28.
Тогда z2= zУ-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=1×28=28мм;
d2=mn?z2=1×72=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 б=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 | Шестерня | Колесо | |
mn, мм | |||
ha, мм | |||
ht, мм | 1,25 | ||
h, мм | 2,25 | ||
с, мм | 0,25 | ||
z | |||
d, мм | |||
dа, мм | |||
df, мм | 25,5 | 69,5 | |
b, мм | |||
аW, мм | |||
v, м/с | |||
Ft, Н | 58.3 | ||
Fr, Н | 21,2 | ||
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;
Ft1= Ft2=58,3 Н; Ft3=262,5 Н; Ft4=525 Н; Fr1= Fr2=21,2 Н;
Fr3= Fr4=262,5 Н; d1=28мм; d2=72мм; d3=16мм; d4=80мм.
Fm1 и Fm1 — 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] ув=730Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2.
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:
где [фк]=(20…25)МПа Принимаем [фк]=20МПа.
; мм.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа20 (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 10 мм.
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 № 46 205, 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.
УМ2y=0; RFy· 0,06-Fr4·0,03=0
RFy= 262,5· 0,03/ 0,06;
RЕy= RFy=131Н.
Определяем изгибающие моменты в характерных точках: М1у=0; М2у=0; М3у= RЕy· 0,03; М3у =4Нм2; М3у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм2 (рис.3)
Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.
УМ4x=0; Fm2· 0,115- RЕx· 0,06+ Ft4· 0,03=0;
RЕx=(1145· 0,115+ 525· 0,03)/ 0,06;
RЕx=4820Н;
УМ2x=0; -Fm2· 0,055+ Ft4· 0,03+ RFx· 0,06=0;
RFx= (1145· 0,055- 525· 0,03)/ 0,06;
RFx=787Н.
Определяем изгибающие моменты:
М1х=0;
М2= -Fr4· 0,03
М2х=-262,5· 0,03;
М2х=-8Нм;
М3хслева=-Fm2· 0,085-RЕх · 0,055;
М3хслева==-1145· 0,085−787·0,03;
М3хслева=-121Нм;
М3х=- REх · 0,055;
М3х=- 4820 · 0,03;
М3х=- 144;
М4х=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] ув=730Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2.
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:
где [фк]=(20…25)Мпа Принимаем [фк]=20Мпа.
; мм.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа10 (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 10 мм.
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.
УМ2y=0; RАy· 0,06-Fr1·0,03=0 RАy= 21,2· 0,03/ 0,06; RАy= RВy=10,6Н.
Определяем изгибающие моменты в характерных точках:
М1у=0;
М2у=0;
М3у= RАy· 0,03;
М3у =0,5Нм2;
М3у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм2 (рис.6).
Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.
УМ4x=0; Fm1· 0,1- RАx· 0,06+ Ft1· 0,03=0;
RАx= (64,5· 0,1+ 58,3· 0,03)/ 0,06;
RАx=137Н;
Рис. 6 Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала
УМ2x=0; Fm1· 0,02- Ft1· 0,03+ RВx· 0,06=0;
RВx= (58,3· 0,03- 64,5· 0,02)/ 0,06;
RВx=7,7Н
Определяем изгибающие моменты:
М1х=0;
М2= -Fm1· 0,04
М2х=-64,5· 0,04;
М2х=-2,6Нм;
М3хсправа=-Fm1· 0,1+RВх · 0,03;
М3хсправа==-64,5· 0,1+7,7 · 0,03;
М3хсправа=-6,2Нм;
М3х=- RАх · 0,03;
М3х=- 137 · 0,03;
М3х=- 4,1;
М4х=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] ув=730Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2.
Определяем диаметр выходного конца червяка из расчёта на чистое кручение
;
где [фк]=(20…25)Мпа [1,c.161]
Принимаем [фк]=20Мпа.
; мм.
Принимаем dв=8мм.
Принимаем диаметр вала под подшипник 10 мм.
Намечаем приближенную конструкцию червяка (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм Рис. 7 Приближенная конструкция промежуточного вала х=8мм;
W=20мм;
r=2,5 мм;
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 № 36 100К6, 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.
МСу=0;
— RDу· 0,09+Fr3·0,03+Fr2?0,12=0
RDy=(262,5· 0,03+21,2?0,12)/ 0,09;
RDy==116Н.
МDу=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:
М1у=0;
М2у=-RCy· 0,03;
М2у=-5Нм;
М3услева=-RCy· 0,09+Fr3·0,06;
М3услева=0,6Нм М3усправа= Fr2· 0,03;
М3усправа= 0,6Нм М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.8).
Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.
МСх=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;
МDх=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:
М1x=0;
М2x=-RCx· 0,03;
М2x=-3,8Нм;
М3xслева= -RCx· 0,09-Ft3·0,06;
М3xслева=-27Нм;
М3xсправа= Ft2· 0,03;
М3xсправа=1,7Нм;
М4у=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
R1, H | R2, H | MИ, Нм | MИэкв, Нм | ||
Тихоходный вал | |||||
Быстроходный вал | 137,4 | 13,1 | 6,2 | 6,3 | |
Промежуточный вал — червяк | 92,5 | ||||
6 Подбор и проверочный расчет шпонок
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по. 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 ГОСТ 23 360–78 bxh=2×2 мм2 при t=1,2 мм (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, Нмм; Т1=0,85 Нм.
lр — рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b, мм;
[]см — допускаемое напряжение смятия.
С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст. 3 ([]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=2,3 мм. 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=1,2 мм, 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= 18 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=6×6 мм2 при t=3,5 мм.
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 ([]см=70…90 Н/мм2) вычисляем по формуле (6.1):
условие выполняется.
Таблица 6
Параметры шпонок и шпоночных соединений
Параметр | тих.валполум | тих.валколесо | промвал-шестерня | быстр валшестер. | быстр. валполум. | |
Ширина шпонки b, мм | ||||||
Высота шпонки h, мм | ||||||
Длина шпонки l, мм | ||||||
Глубина паза на валу t, мм | 3,5 | 1,2 | 1,2 | |||
Глубина паза во втулке t1, мм | 2,8 | 3,3 | 2,3 | |||
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 [у-1]и=60МПа:
мм; 30>23.
Условие соблюдается.
Определяем напряжения изгиба: уи=Ми/W;
где W — момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]:
;
мм3;
уи=144 000/32448=4,4Н/мм2.
При симметричном цикле его амплитуда равна: уа= уи =4,4Н/мм2.
Определяем напряжения кручения: фк=Т3−3/Wк;
где Wк — момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]:
;
мм3;
фк=21 000/64896=0,3Н/мм2.
При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:
фа= фк /2=0,3/2=0,15Н/мм2.
Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала:
(Ку)D=(Ку/Кd+ КF-1)/ Кy;
(Кф)D=(Кф/Кd+ КF-1)/ Кy; (7.1)
где Ку и Кф — эффективные коэффициенты концентрации напряжений,
по табл.11.2 выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой Ку =1,6, Кф =1,4;
Кd — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по табл.11.3 выбираем Кd =0,75;
КF— коэффициент влияния шероховатости, по табл.11.4 выбираем для шероховатости Rа=1,6 КF=1,05;
Кy — коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.4 выбираем для закалки с нагревом ТВЧ Кy =1,5.
Подставив значения в формулы (7.1) получим:
(Ку)D=(1,6/0,75+ 1,05−1)/ 1,5=1,45;
(Кф)D=(1,4/0,75+ 1,05−1)/ 1,5=1,28.
Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:
(у-1)D=у-1/(Ку)D; (ф-1)D=ф-1/(Кф)D; (7.2)
где у-1 и ф-1 — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, по табл.3. у-1 = 380Н/мм2, ф-1 ?0,58 у-1 =220Н/мм2;
(у-1)D=380/1,45=262Н/мм2; (ф-1)D=220/1,28=172 Н/мм2.
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям 4, c263]:
sу=(у-1)D/ уа; sф=(ф-1)D/ фа. (7.3)
sу=262/ 4,4=59; sф=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
Быстроходный вал | Промежуточный вал | Тихоходный вал | ||
№ | ||||
d, мм | ||||
D, мм | ||||
В, мм | ||||
С, кН | 4,62 | 5,03 | 15,7 | |
Со, кН | 1,96 | 2,45 | 8,34 | |
RА, Н | 137,4 | |||
RБ, Н | 13,1 | |||
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 =10 000ч.
; [4, c.129] (8.1)
где щ — 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=VRАКдКф (8.2)
где K — коэффициент безопасности; K =1,1…1,2 [4, табл.9.4]. Принимаем K =1,1.
V — коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1
Kф — температурный коэффициент; Kф =1 (до 100? С) [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=137,4×1,1=151Н;
— условие выполняется;
— условие выполняется.
Для промежуточного вала:
RЕ=1419×1,1=1560Н;
— условие выполняется;
— условие выполняется.
Для тихоходного вала:
RЕ=4821×1,1=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 = 2,2m = 21 = 2,2 мм.
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 = 0,5Nдв = 0,50,25 = 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 н50 — рекомендуемая кинематическая вязкость смазки при температуре 50 °C;
н1 =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 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.
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