Принимаем худший случай нагружения — направляем силу противоположно силе, что увеличит напряжения и деформацию вала [1, стр.
108]. Принимаем также, что точка приложения силы находится в торцевой плоскости выходного конца быстроходного вала, так как она приложена между полумуфтами [1, стр.
131].
Принимаем, что сила давления цепной передачи приложена к середине выходного конца тихоходного вала [1, стр.
131].
Рис 5.
2.1. Схема нагружения валов редуктора Определим плечи приложения усилий для быстроходного вала.
мм;
мм;
мм;
мм.
В горизонтальной плоскости действуют реакции опор, касательные силы, и консольная сила .
Из уравнения находим Н; из уравнения находим Н.
В вертикальной плоскости действуют реакции опор и радиальные силы,. Из уравнения находим Н; из уравнения находим Н.
Эпюры моментов быстроходного вала показаны на рис.
5.2.
4.
Суммарные радиальные реакции опор подшипников быстроходного вала:
Н;
Н;
Максимальный суммарный изгибающий момент на быстроходном валу составит .
Определим плечи приложения усилий для тихоходного вала.
мм;
мм;
мм;
мм.
В горизонтальной плоскости действуют реакции опор и касательные силы, .
Из уравнения находим Н; из уравнения находим Н.
В вертикальной плоскости действуют реакции опор, радиальные силы, и консольная сила. Из уравнения находим Н; из уравнения находим Н.
Эпюры моментов тихоходного вала показаны на рис.
5.2.
5.
Суммарные радиальные реакции опор подшипников тихоходного вала:
Н;
Н;
Максимальный суммарный изгибающий момент на тихоходном валу составит .
Рис.
5.2. 2 Схема нагружения быстроходного вала Рис.
5.2. 3 Схема нагружения тихоходного вала Рис.
5.2. 4 Эпюры моментов быстроходного вала (М1:2)
Рис.
5.2.
5. Эпюры моментов тихоходного вала (М1:2)
5.3 Проверочный расчет подшипников Расчетную динамическую грузоподъемность и базовую долговечность подшипников определяем по формулам [1, стр.
141]:
;
где
— эквивалентная динамическая нагрузка, Н. В случае шевронного зацепления осевые силы компенсируются, поэтому эквивалентная динамическая нагрузка равна силе реакции в опоре.
— показатель степени, для шариковых подшипников .
— коэффициент надежности, при безотказной работе подшипников .
— коэффициент, учитывающий качество подшипника и качество его эксплуатации, при обычных условиях работы для шариковых подшипников .
Для быстроходного вала об/мин, Н, Н, тип подшипника 211 (; [10, стр.
206]).
Расчет ведем для более нагруженного подшипника.
Н <.
Подшипник пригоден.
ч > .
Долговечность обеспечена.
Для тихоходного вала об/мин, Н, Н, тип подшипника 216 (; [10, стр.
206]).
Расчет ведем для более нагруженного подшипника.
Н <.
Подшипник пригоден.
ч > .
Долговечность обеспечена.
Таблица 5.
3.1. Окончательные параметры подшипников Вал Подшипники, мм Динамическая грузоподъемность, Н Базовая долговечность, ч предв. оконч. Быстроходный 211 211 30 774,6 23 811,9 Тихоходный 216 216 46 121,2 33 299,2 5.
4. Проверочный расчет валов Цель расчета — определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми. Опасное сечение вала определяется наличием источника концентрации напряжений.
Напряжения в опасных сечениях вала определяются по формулам:
где
— суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;
— осевой момент сопротивления сечения вала, формулы для расчета для различных видов опасных сечений приведены в таблице 11.1 [1, стр.
270].
где
— крутящий момент в рассматриваемом сечении;
— полярный момент инерции сопротивления сечения вала, формулы для расчета для различных видов опасных сечений приведены в таблице 11.1 [1, стр.
270].
Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала определяется по формулам:
;
где
и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
— коэффициент влияния шероховатости;
— коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Указанные коэффициенты определяются по таблицам 11.2, 11.3, 11.4, 11.5 [1], соответственно.
Пределы выносливости в расчетном сечении вала определяются по формулам:
;, где
и — пределы выносливости гладких образцов.
Коэффициенты запаса прочности:
; .
Общий коэффициент запаса прочности:
.
Для быстроходного вала рассмотрим два опасных сечения — сечение в месте нарезки шестерни (переход между диаметром ступени 3 вала и диаметром впадин шестерни галтелью, кроме того, здесь максимальные значения факторов нагружения) и под опорой, смежной с консольной нагрузкой (посадка подшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью между 3 и 4 ступенью).
Оба опасных сечения круглые сплошные; формулы для определения осевого момента сопротивления, полярного момента инерции сопротивления, материал сталь 40Х, МПа; МПа.
Для первого опасного сечения:
МПа; МПа.
=2,45;=2,25;=0,67;=1,5;=1.
; .
МПа; МПа.
;.
.
Коэффициент запаса прочности достаточный.
Для второго опасного сечения:
МПа; МПа.
=2,45;=4,6;=2,25; =3,1;=0,76;=1,5;=1.
; .
МПа; МПа.
;.
.
Коэффициент запаса прочности достаточный.
Для тихоходного вала рассмотрим два опасных сечения — сечение под зубчатым колесом (посадка зубчатого колеса с натягом, шпоночный паз, кроме того, здесь максимальные значения факторов нагружения) и под опорой, смежной с консольной нагрузкой (посадка подшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью между 2 и 3 ступенью).
Первое опасное сечение со шпоночной канавкой, формулы для определения осевого момента сопротивления, полярного момента инерции сопротивления; второе опасное сечение круглое сплошное, формулы для определения осевого момента сопротивления, полярного момента инерции сопротивления; материал сталь 45, МПа; МПа.
Для первого опасного сечения:
МПа; МПа.
=1,9;=3,95;=1,7; =2,8;=0,65;=1,1;=1.
; .
МПа; МПа.
;.
.
Коэффициент запаса прочности достаточный.
Для второго опасного сечения:
МПа; МПа.
=1,9;=3,95;=1,7; =2,8;=0,67;=1,1;=1.
; .
МПа; МПа.
;.
.
Коэффициент запаса прочности достаточный. Это опасное сечение имеет наименьший запас прочности из рассмотренных.
6. Определение критерия технического уровня редуктора Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата. Принято оценивать технический уровень с помощью относительной массы .
Массу редуктора можно оценить по формуле [1, стр.
276]:
где
— коэффициент заполнения;
— плотность чугуна;
— условный объем редуктора.
Коэффициент определяем по графику рис.
12.1 [1, стр.
276], .
кг.
Критерий технического уровня:
Вывод: Технический уровень редуктора средний; в большинстве случаев производство экономически не оправдано.
7. Выбор смазки для колес и подшипников Для смазывания зубчатого зацепления принимаем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием) [1, стр.
254].
Сорт смазочного масла выбираем по таблице 10.26 [1, стр.
255] по значениям расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес. Для МПа и м/с выбираем масло И-Г-А-32.
Объем масляной ванны определяем из расчета 0,5 л масла на 1 кВт передаваемой мощности, л.
Для контроля уровня масла в редукторе выбираем жезловый маслоуказатель, так как он удобен для осмотра, конструкция его проста и достаточно надежна [1, стр.
257].
Так как зубчатые колеса смазываются окунанием и окружная скорость достаточно велика (м/с), для смазывания подшипников качения принимаем смазку масляным туманом и растеканием масла по валам.
Заключение
В рамках проектирования привода подобран электрический двигатель, разработаны одноступенчатый редуктор и цепная передача.
Для одноступенчатого редуктора выполнены проектный и проверочный расчеты цилиндрической шевронной зубчатой передачи. На основе эскизного проектирования получены данные для проверочных расчетов валов и подшипников качения. Проверочные расчеты подтвердили работоспособность конструкции.
Библиографический список
1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. — Калининград: Янтар.
сказ., 2002. — 454 с., ил., черт.
2. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов/С.А. Чернавский, Г. А. Снесарев, Б. С. Козинцев и др. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1984. — 560 с., ил.
3. Расчет и проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техн. вузов. 3-е изд., перераб. и доп. — Х.: Основа, 1991. — 276 с., схем.
4. Выбор материала и определение допускаемых напряжений при расчете зубчатых передач с использованием ЭВМ: Методические указания к курсовому проекту по деталям машин/Г.Л. Баранов, Ю. В. Песин. Свердловск: УПИ, 1989. — 29 с.
5. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С. А. Чернавский, К. М. Боков, И. М. Чернин и др. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с., ил.
6. Курсовое проектирование деталей машин/В.Н. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьев и др.; Под общ. ред. В. Н. Кудрявцева: Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1983. — 400 с., ил.
7. Добровольский В. А. Детали машин: Учеб. пособие для студентов втузов. — Киев: Государственное издательство технической литературы, 1954. — 594 с., ил.
8. Расчет и проектирование деталей машин: Учеб. пособие для вузов / К. П. Жуков, А. К. Кузнецова, С. И. Масленникова и др.; Под ред. Г. Б. Столбина и К. П. Жукова. — М.: Высш. школа, 1978. — 247 с., ил.
9. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора: Методические указания про курсам «Детали машин и основы конструирования» и «Механика"/ сост. Г. Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2007. — 49 с.
10. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т.: Т.
2. — 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. М.: Машиностроение, 2001. — 912 с., ил.
Лист 34 Изм. Лист № докум. Подпись Дата
