Привод индивидуальный

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] σв
=730Н/мм2
; Н/мм2
; Н/мм2
; Н/мм2
.

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой израсчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [τк
]=(20…25)Мпа

Принимаем [τк
]=20Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа
10 (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 10мм.

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.

ΣМ2y
=0; RА
y
·0,06-Fr1
·0,03=0 RА
y
= 21,2·0,03/ 0,06; RА
y
= RВ
y
=10,6Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М1у
=0;

М2у
=0;

М3у
= RА
y
·0,03;

М3у
=0,5Нм2
;

М3у
=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му
, Нм2
(рис.6).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

ΣМ4
x
=0; Fm
1
·0,1- RА
x
·0,06+ Ft
1
·0,03=0;

RА
x
= (64,5·0,1+ 58,3·0,03)/ 0,06;

RА
x
=137Н;

Рис.6 Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала

ΣМ2
x
=0; Fm
1
·0,02- Ft
1
·0,03+ RВ
x
·0,06=0;

RВ
x
= (58,3·0,03- 64,5·0,02)/ 0,06;

RВ
x
=7,7Н

Определяем изгибающие моменты:

М1х
=0;

М2
= -Fm
1
·0,04

М2х
=-64,5·0,04;

М2х
=-2,6Нм;

М3хсправа
=-Fm
1
·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] σв
=730Н/мм2
; Н/мм2
; Н/мм2
; Н/мм2
.

Определяем диаметр выходного конца червяка израсчёта на чистое кручение

;

где [τк
]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [τк
]=20Мпа.

; мм.

Принимаем dв
=8мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник 10мм.

Намечаем приближенную конструкцию червяка (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм

Рис.7 Приближенная конструкция промежуточного вала

х=8мм;

W=20мм;

r=2,5мм;

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 №36100К6, 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.

åМСу
=0;

-RD
у
·0,09+Fr
3
·0,03+Fr
2
·0,12=0

RDy
=(262,5·0,03+21,2·0,12)/ 0,09;

RDy
==116Н.

åМD
у
=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+Fr
3
·0,06;

М3услева
=0,6Нм

М3усправа
= Fr
2
·0,03;

М3усправа
= 0,6Нм

М4у
=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му
, Нм (рис.8).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

åМСх
=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;

åМD
х
=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:

М1
x
=0;

М2
x
=-RCx
·0,03;

М2
x
=-3,8Нм;

М3
x
слева
= -RCx
·0,09-Ft
3
·0,06;

М3
x
слева
=-27Нм;

М3
x
справа
= Ft
2
·0,03;

М3
x
справа
=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

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4]. 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 ГОСТ23360-78 bxh=2x2 мм2
при t=1,2мм (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, Н×мм; Т1
=0,85 Н×м.

lр
– рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр
=l-b,мм;

[s]см
– допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s]см
=110…190 Н/мм2
) вычисляем:

Условие выполняется.

Для зубчатого колеса вала при d=15 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=5x5 мм2
при t=3мм, t1
=2,3мм. 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=2x2 мм2
при t=1,2мм, 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= 18мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=6x6 мм2
при t=3,5мм.

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=8x7мм2
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 ([s]см
=70…90 Н/мм2
) вычисляем по формуле (6.1):

условие выполняется.

Таблица 6

Параметры шпонок и шпоночных соединений

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 [σ-1
]и
=60МПа:

мм; 30>23.

Условие соблюдается.

Определяем напряжения изгиба: σи
=Ми
/W;

где W – момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]:

;

мм3
;

σи
=144000/32448=4,4Н/мм2
.

При симметричном цикле его амплитуда равна: σа
= σи
=4,4Н/мм2
.

Определяем напряжения кручения: τк
=Т3-3
/Wк
;

где Wк
– момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]:

;

мм3
;

τк
=21000/64896=0,3Н/мм2
.

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

τа
= τк
/2=0,3/2=0,15Н/мм2
.

Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала [4, с.258]:

(Кσ
)D
=( Кσ
/Кd
+ КF
-1)/ Кy
;

(Кτ
)D
=( Кτ
/Кd
+ КF
-1)/ Кy
; (7.1)

где Кσ
и Кτ
– эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

по табл.11.2 [4] выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой Кσ
=1,6, Кτ
=1,4;

Кd
– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по табл.11.3 [4] выбираем Кd
=0,75;

КF
- коэффициент влияния шероховатости, по табл.11.4 [4] выбираем для шероховатости Rа
=1,6 КF
=1,05;

Кy
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.4 [4] выбираем для закалки с нагревом ТВЧ Кy
=1,5.

Подставив значения в формулы (7.1) получим:

(Кσ
)D
=( 1,6/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,45;

(Кτ
)D
=( 1,4/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,28.

Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:

(σ-1
)D
=σ-1
/(Кσ
)D
; (τ-1
)D
=τ-1
/(Кτ
)D
; (7.2)

где σ-1
и τ-1
– пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, по табл.3. [4] σ-1
= 380Н/мм2
, τ-1
≈0,58 σ-1
=220Н/мм2
;

(σ-1
)D
=380/1,45=262Н/мм2
; (τ-1
)D
=220/1,28=172 Н/мм2
.

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям 4, c263]:

sσ
=(σ-1
)D
/ σа
; sτ
=(τ-1
)D
/ τа
. (7.3)

sσ
=262/ 4,4=59; sτ
=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

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
=10000ч.

; [4, c.129] (8.1)

где ω – 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
=V×RА
Кδ
Кτ
(8.2)

где Kd
- коэффициент безопасности; Kd
=1,1…1,2 [4, табл.9.4]. Принимаем Kd
=1,1.

V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1

Kτ
– температурный коэффициент; Kτ
=1 (до 100ºС) [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
=137,4х1,1=151Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для промежуточного вала:

RЕ
=1419х1,1=1560Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для тихоходного вала:

RЕ
=4821х1,1=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
= 2,2×m = 2×1 = 2,2мм.

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 = 0,5×Nдв
= 0,5×0,25 = 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 ν50
– рекомендуемая кинематическая вязкость смазки при температуре 50°С;

ν1
=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 [4] 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.

Список использованной литературы

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