Проектирование привода силовой установки

• Техническая характеристика привода конвейера
• Предварительный кинематический расчет
• Энергетический расчет
• Выбор материалов для зубчатых колес и методов их упрочнения
• Расчеты на прочность зубчатых колес
• Основные размеры корпуса и крышки редуктора
• Предварительный расчет на прочность валов, подбор подшипников
• Уточненный силовой расчет редуктора
• Расчет реакций опор редуктора
• Расчет внутренних силовых факторов валов
• Проверка прочности шпоночных соединений
• Выбор муфт
• Список использованной литературы

Техническая характеристика привода конвейера

Привод конвейера включает двигатель поз.1, одноступенчатый редуктор поз.3, 4 и открытую зубчатую передачу поз.5,6. Вал двигателя и ведущий вал редуктора соединены упругой муфтой поз.2.

Известны: F — сила полезного сопротивления движению ленты конвейера (протяжка ленты осуществляется с помощью барабана поз.7); D — диаметр барабана; v — скорость протяжки ленты конвейера; Ксут — коэффициент загрузки оборудования в сутки по часам; ц — угол наклона линии центров открытой зубчатой передачи. Момент силы F может кратковременно отклоняться от своего номинального значения (Мном), увеличиваясь до Мпуск при пусках и до Мmax при перегрузках. Нагрузка на ленту конвейера близка к постоянной. Срок службы привода без ремонта редуктора 5 лет. Выбор материалов зубчатых колес ограничен следующим перечнем: стали 35, 45Х, 40ХНМА. Производство приводов крупносерийное.

F = 3,5 кН; v = 0,8 м/с; D = 250 мм; ц = 0°; Ксут = 0,2; Мпуск/ Мном = 1,5; Мmax / Мном = 1,6.

ТМКП.220 101.001 ПЗ

Предварительный кинематический расчет

Цель этого расчета — определение ориентировочного значения частоты вращения вала двигателя.

Найдем частоту вращения исполнительного элемента механизма:

n_III = 0,8 · 60/р · 0,25 = 61 об/мин.

Проектируемый механизм двухступенчатый. Ориентировочно назначим для быстроходной ступени передаточное отношение i_3.4 = 5 (будет замедлять движение в 5 раз).

Для тихоходной ступени назначим i_5.6 = 3 (замедляет движение в 3 раза). Следовательно, для всего механизма передаточное отношение:

i_max = i_3.4 · i_5.6 = 5 · 3 = 15, так как

i_мех = n_I / n_III, n_I = n_III · i_мех = 61· 15 = 915 об/мин — ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя.

Энергетический расчет

Выбор двигателя.

Расчет включает определение мощности движущих сил, которую должен развивать двигатель.

Мощность полезных сопротивлений на выходном валу механизма:

Р_III = F · v = 3,5 · 0,8 = 2,8 кВт.

Для определения мощности двигателя учтем потери энергии в механизме. Известно, что КПД устройства есть отношение полезной работы к затраченной. В данном случае применим работу в единицу времени — мощности.

з = Р_III / P_I, следовательно, Р_I = P_III / з_мех

з_мех = з_3,4 · з_5,6; з_3,4 = 0,97; з_5,6 = 0,95.

Р_I = P_III / (з_3,4 · з_5,6) = 2,8/ (0,97 · 0,95) = 3 кВт.

Выбираем двигатель с запасом мощности: 4А112МА6.

Р_ном = 3 кВт, n_дв = 955 об/мин, d_в = 32 мм.

Уточненный кинематический расчет.

При выбранном двигателе передаточное отношение механизма:

i_мех = n_дв / n_III = 15,5

Разобьем это передаточное отношение на две ступени. Для быстроходной ступени принимаем i_3,4 = 5 — это передаточное отношение можно реализовать при следующих числах зубьев: z₃ = 21, z₄ = 105.

Для тихоходной ступени принимаем:

i_5.6 = i_мех / i_3.4 = 15,5/5 = 3,1; z₅ = 30, z₆ = 93.

Фактическое передаточное отношение:

i^ф_мех = i_3.4 · i_5.6 = 5 · 3,1 = 15,5

n_I = n_дв = 955 об/мин;

n_II = n_I / i_3.4 = 955/5 = 191 об/мин;

n_III = n_II / i_5.6 = 61,6 об/мин.

Угловые скорости валов:

щ_I = рn_I / 30 = 3,14 · 955/30 = 99,9 рад/с;

щ_II = рn_II / 30 = 20 рад/с;

щ_III = рn_III / 30 = 6,45 рад/с;

Предварительный силовой расчет.

Р_I = P_дв = 3 кВт;

Р_II = P_I · з_3,4 = 3 · 0,97 = 2,91 кВт;

Р_III = P_II · з_5.6 = 2,91 · 0,95 = 2,76 кВт;

М_I = Р_I / щ_I = 3/99,9 = 0,03 кН · м = 30 Н · м;

М_II = Р_II / щ_II = 2,91/20 = 0,14 кН · м = 140 Н · м;

М_III = Р_III / щ_III = 2,76/6,45 = 0,427 кН · м = 427 Н · м;

Выбор материалов для зубчатых колес и методов их упрочнения

Проектируемый редуктор относится к изделиям индивидуального производства, поэтому выбираем материал со средним значением прочностных характеристик — сталь 45Х.

Для упрочнения поверхности зубьев назначим термообработку «улучшение» и учтем, что твердость шестерни должна быть приблизительно на 20 единиц по шкале Бринелля больше твердости колеса.

Принимаем: для шестерни улучшение НВ 280, для колеса улучшение НВ 260.

Материал имеет следующие характеристики прочности:

предел прочности у_В = 850 МПа, предел текучести у_Т = 580 МПа.

Для обеспечения расчета на выносливость установим базовые числа циклов перемен напряжений для шестерни и колеса:

N_HO1 = 20 · 10⁶, N_HO2 = 17 · 10⁶.

При выбранных марке стали и термообработке толщина материала (s) не должна превышать 80 мм: s? 80 мм. В дальнейшем это обстоятельство учтем при конструировании зубчатых колес.

Для определения соотношения рабочей ширины зубчатого зацепления и диаметра шестерни зададим значение коэффициента ширины зубчатого венца для цилиндрической передачи: ц_bd = 1.

Им соответствуют:

К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1 и К_НВ = 1,06; К_FB = 1,23.

Назначим ресурс проектируемого изделия, учитывая, что данный редуктор должен работать пять лет по 300 дней в году с коэффициентом загрузки в сутки К_сут = 0,5.

Получим ресурс изделия:

L_h = 5 · 300 · 24 · 0,2 = 7200 часов.

Расчеты на прочность зубчатых колес

Расчеты на прочность зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступени проведем на ЭВМ.

На последующих листах приведем исходные данные и результаты расчетов, полученных на ЭВМ.

КОМПЬЮТЕРНАЯ РАСПЕЧАТКА ДАННЫХ ПРОЕКТИРОВОЧНОГО РАСЧЕТА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ.

Материал зубчатых колес — Сталь 45Х.

Термообработка:

шестерни — Улучшение НВ 280, колеса — Улучшение НВ 260.

Ресурс 7200 часов.

Частота вращения шестерни 955 об/мин.

Передаточное число 5.

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 20 000 000 циклов, колеса 17 000 000 циклов.

Угол наклона зуба 10 градусов (ориентировочное значение).

Число зубьев шестерни 21 (ориентировочное значение).

Крутящий момент на шестерне: 30 ньютон-метров.

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра 1.

Коэффициенты нагрузки: К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

Допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба зубьев: 201,60 МПа.

Межосевое расстояние, определенное из условия

контактной выносливости: 109,22 мм.

Модуль зацепления, определенный из условия

выносливости при изгибе зубьев: 1,28 мм.

Определенные из условия контактной выносливости:

начальный диаметр шестерни 36,00 мм,

ширина зубчатого венца 36,00 мм.

Фамилия, имя пользователя ЭВМ — Бергевич.

Статус пользователя ЭВМ — Студент.

Структурное подразделение — Учебная группа ЭП-06СПО.

КОМПЬЮТЕРНАЯ РАСПЕЧАТКА ДАННЫХ ПРОЕКТИРОВОЧНОГО РАСЧЕТА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

09.04.2008

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Материал зубчатых колес — Сталь 45Х.

Термообработка:

шестерни — Улучшение НВ 280, колеса — Улучшение НВ 260.

Ресурс 7200 часов.

Частота вращения шестерни 191 об/мин.

Передаточное число 3.

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 20 000 000 циклов, колеса 17 000 000 циклов.

Угол наклона зуба 10 градусов (ориентировочное значение).

Число зубьев шестерни 30 (ориентировочное значение).

Крутящий момент на шестерне: 140 ньютон-метров.

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра 1.

Коэффициенты нагрузки: К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

Допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба зубьев: 201,60 МПа.

Межосевое расстояние, определенное из условия

контактной выносливости: 126,03 мм.

Модуль зацепления, определенный из условия

выносливости при изгибе зубьев: 1,65 мм.

Определенные из условия контактной выносливости:

начальный диаметр шестерни 62,32 мм,

ширина зубчатого венца 62,32 мм.

Фамилия, имя пользователя ЭВМ — Бергевич.

Статус пользователя ЭВМ — Студент.

Структурное подразделение — Учебная группа ЭП-06СПО.

Дата

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПРОВЕРОЧНЫЙ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ С НЕПРЯМЫМИ ЗУБЬЯМИ

16.04.2008

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Материал зубчатых колес — Сталь 45Х.

Термообработка: шестерни — Улучшение НВ 280, колеса — Улучшение НВ 260.

Пределы текучести материала: шестерни 580 МПа, колеса 580 МПа.

Пределы прочности материала: шестерни 850 МПа, колеса 850 МПа.

Ресурс 7200 часов.

Частота вращения шестерни 955 об/мин.

Передаточное число 5.

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 80 000 000 циклов, колеса 15 000 000 циклов.

Угол наклона зуба 10,9 424 989 068 669 градусов.

Крутящий момент на шестерне: 30 ньютон-метров.

Коэффициенты нагрузки: К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1.

Начальный диаметр шестерни: 36,6 666 666 666 667 мм. Модуль: 2 мм.

Рабочая ширина зубчатого колеса: 36 мм.

Степень точности изготовления зубчатых венцов: 8.

Коэффициент кратковременных перегрузок: 1,6.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

К условию контактной выносливости:

допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа,

расчетное контактное напряжение: 486,32 МПа.

К условию статической прочности по контактным напряжениям:

допускаемое предельное контактное напряжение: 1624,00 МПа,

расчетное предельное контактное напряжение: 615,15 МПа.

К условию изгибной выносливости:

допускаемые напряжения изгиба зубьев:

шестерни 236,88 МПа, колеса 219,96 МПа

расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 91,77 МПа, колеса 79,80 МПа.

К условию статической прочности по напряжением изгиба:

предельные допускаемые напряжения изгиба зубьев:

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

предельные расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 146,83 МПа, колеса 127,68 МПа.

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

межосевое расстояние: 110,0

число зубьев шестерни, рассчитанное на ЭВМ: 18,0

число зубьев колеса, рассчитанное на ЭВМ: 90,0

Фамилия, имя пользователя ЭВМ — Бергевич.

Статус пользователя ЭВМ — Студент.

Структурное подразделение — Учебная группа ЭП-06СПО.

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПРОВЕРОЧНЫЙ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ С НЕПРЯМЫМИ ЗУБЬЯМИ

23.04.2008

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Материал зубчатых колес — Сталь 45Х.

Термообработка: шестерни — Улучшение НВ 280, колеса — Улучшение НВ 260.

Пределы текучести материала: шестерни 580 МПа, колеса 580 МПа.

Пределы прочности материала: шестерни 850 МПа, колеса 850 МПа.

Ресурс 7200 часов.

Частота вращения шестерни 191 об/мин.

Передаточное число 3.

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 80 000 000 циклов, колеса 15 000 000 циклов.

Угол наклона зуба 10,9 424 989 068 669 градусов.

Крутящий момент на шестерне: 140 ньютон-метров.

Коэффициенты нагрузки: К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1.

Начальный диаметр шестерни: 62,32 мм. Модуль: 2 мм.

Рабочая ширина зубчатого колеса: 62,32 мм.

Степень точности изготовления зубчатых венцов: 8.

Коэффициент кратковременных перегрузок: 1,6.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

К условию контактной выносливости:

допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа,

расчетное контактное напряжение: 224,10 МПа.

К условию статической прочности по контактным напряжениям:

допускаемое предельное контактное напряжение: 1624,00 МПа,

расчетное предельное контактное напряжение: 283,46 МПа.

К условию изгибной выносливости:

допускаемые напряжения изгиба зубьев:

шестерни 236,88 МПа, колеса 219,96 МПа

расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 28,86 МПа, колеса 27,54 МПа.

К условию статической прочности по напряжением изгиба:

предельные допускаемые напряжения изгиба зубьев:

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

предельные расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 46,18 МПа, колеса 44,06 МПа.

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

межосевое расстояние: 124,640 000

число зубьев шестерни, рассчитанное на ЭВМ: 30,59 345

число зубьев колеса, рассчитанное на ЭВМ: 91,78 036

Фамилия, имя пользователя ЭВМ — Бергевич.

Статус пользователя ЭВМ — Студент.

Структурное подразделение — Учебная группа ЭП-06СПО.

Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок:

д = 0,025б + 1 = 0,025 · 100 + 1 = 3,5 мм

д₁ = 0,02б + 1 = 0,02 · 100 + 1 = 3 мм

Принимаем: д = д₁ = 8 мм

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

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35д = 2,35 · 8 = 18 мм

Диаметры болтов:

d₁ = 0,03б + 12 = 0,03 · 100 + 12 = 15 мм — М16

d₂ = 0,75d₁ = 0,75 · 16 = 12 мм — М12

d₃ = 0,6d₁ = 0,6 · 16 = 9,6 мм — М10

d₄ = 0,5d₁ = 0,5 · 16 = 8 мм — М8

Предварительный расчет на прочность валов, подбор подшипников

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

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

d_в? ,

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

Диаметр тихоходного вала:

d_II =? = 0,027 м = 27 мм.

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

Для опор тихоходного вала выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46 306 по ГОСТ 831–75. Его размеры: d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 32,6 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 18,3 кН.

Диаметр быстроходного вала:

d_I =? = 0,019 м = 19 мм.

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

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

Для его опор выберем подшипник: шариковый радиально-упорный 46 305 по ГОСТ 831–75. Его размеры: d = 25 мм, D = 62 мм, В = 17 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 26,9 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 14,6 кН.

Уточненный силовой расчет редуктора

Определим усилия в зубчатых зацеплениях.

Быстроходная ступень:

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

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

осевое: F_б1 = F_б2 = F_t1 · tgв = 1634,88 · tg 10,94° = 316 H

Тихоходная ступень:

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

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

осевое: F_б3 = F_б4 = F_t3 · tgв = 4423,38 · tg 10,94° = 855 H

Расчет реакций опор редуктора

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

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

Реакции опор:

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

в плоскости yz: R_y1= (½l₁) (F_r1l₁ + F_a1d₁/2) = (½· 36,5) (607· 36,5 + 316· 36,7/2) = 384 H;

R_y2= (½l₁) (F_r1l₁ — F_a1d₁/2) = (½· 36,5) (607· 36,5 — 316· 36,7/2) = 223 H.

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

Суммарные реакции:

P_r1 = = = 903 H;

P_r2 = = = 847 H.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_r1 + YP_a1) K_бK_T,

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

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

Отношение F_a1/С_о = 316/14 600 = 0,022; этой величине соответствует е = 0,21.

Отношение

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

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

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э) ³ = (26 900/1029) ³ = 17 865 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L· 10⁶/60n = 17 865· 10⁶/60·955 = 31· 10⁴ ч,

что больше установленных ГОСТ 16 162–85. Подшипник выбран, верно.

Рассмотрим тихоходный вал редуктора.

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

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_x3 = (½l₂) (F_t3l₃ + F_t2l₂) = (½· 37,5) (4423· 51 + 1635· 37,5) = 3690 Н;

R_x4 = (½l₂) [ (F_t2l_{2 -} F_{t3 (}2l₂ + l₃)] = (½· 37,5) (1635· 37,5 — 4423· 126) = - 6478 Н;

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

в плоскости yz:

R_y3= (½l₂) (F_r2l₂ — F_a2d₂/2 + F_r3l₃ — F_a3d₃/2) = (½· 37,5) (607· 37,5 — 316· 63,3/2 + 1642· 51 ;

855· 62,3/2) = 908 H;

R_y4= (½l₂) [ (-F_r2l₂ — F_a2d₂/2 + F_r3 (2l₂ + l₃) — F_a3d₃/2) = (½· 37,5) (-607· 37,5 — 316· 63,3/2 + 1642· 126 — 855· 62,3/2) = 1943 H;

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

Суммарные реакции:

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

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_r4 + YP_a4) K_бK_T,

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

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

Отношение F_a4/С_о = 855/18 300 = 0,037; этой величине соответствует е = 0,23.

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

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

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э) ³ = (32 600/5251) ³ = 240 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

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

что больше установленных ГОСТ 16 162–85. Подшипник выбран, верно.

Расчет внутренних силовых факторов валов

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

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

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

М_х = R_у1l₁ = 384· 0,0365 = 25 Н· м;

М_сеч = = = 39 Н· м.

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

М_пр = = = 47 Н· м.

d_сеч = = = 20 мм < d = 36,7 мм.

Прочность вала обеспечена.

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

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = F_t3l₃ = 4423· 0,051 = 226 Н· м;

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

М_сеч = = = 253 Н· м.

Материал вала — сталь 45, НВ = 240, у_в = 780 МПа, у_т = 540 МПа, ф_т = 290 МПа,

у_-1 = 360 МПа, ф_-1 = 200 МПа, ш_ф = 0,09, табл.10.2.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

у_а = у_u = М_сеч / 0,1d³ = 253 · 10^3/0,1 · 30³ = 67,3 МПа

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

К_у / К_dу = 3,8 табл.10.13; К_ф / К_dф = 2,2 табл.10.13 ;

K_Fу = K_Fф = 1 табл.10.8; K_V = 1 табл.10.9.

K_уД = (К_у / К_dу + 1/К_Fу — 1) · 1/K_V = (3,8 + 1 — 1) · 1 = 3,8

K_фД = (К_ф / К_dф + 1/К_Fф — 1) · 1/K_V = (2,2 + 1 — 1) · 1 = 2,2

у_-1Д = у_-1/K_уД = 360/3,8 = 94,7 МПа

ф_-1Д = ф _— 1/K_фД = 200/2,2 = 91 МПа

S_у = у_-1Д / у_а = 94,7/67,3 = 1,7; S_ф = ф _{- 1Д} / ф _а = 91/7,6 = 12

S = S_у S_ф / = 1,7 · 12/ = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена. Смазка.

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

Вязкость масла по табл.11.1 [2]:

V₁ = 2,8 м/с — V_40° = 28 мм²/с

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

V_40°C = 26−32 мм²/с.

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

Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

у_см = 2 Т / d (l — b) (h — t₁) < [у] _см = 120 МПа

Ведущий вал Ш20 мм, шпонка 6 Ч 6 Ч 40, t₁ = 3,5 мм.

у_см = 2 · 7,6 · 10^3/20 · (40 — 6) (6 — 3,5) = 8,12 МПа < [у] _см

Ведомый вал Ш35 мм, шпонка 10 Ч 8 Ч 36, t₁ = 5 мм.

у_см = 2 · 140 · 10^3/35 · (36 — 10) (8 — 5) = 91,8 МПа < [у] _см

Ведомый вал Ш27 мм, шпонка 7 Ч 7 Ч 50, t₁ = 4 мм.

у_см = 2 · 140 · 10^3/27 · (50 — 7) (7 — 4) = 80,4 МПа < [у] _см

Выбор муфт

Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя.

Диаметр конца вала: Ш20 мм.

По ГОСТ 21 424–93 принята муфта:

Муфта 63−20−1-У3 ГОСТ 21 424–93.

[М] = 63 Н · м, D Ч L = 100 Ч 104.

В нашем случае: М_I = 30 Н · м

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

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

2. Москва, «Машиностроение», 1988 г.

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

4. Москва, «Высшая школа», 1998 г.

5. М. Н. Иванов — Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

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

7. Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.