Проектирование привода

XA
= - XB
- Fr
-Fb
= -(-2366,8) – 4196-711,2= -2540,4 H

Полученные реакции в опорах

YА
= 5007,7 H; YВ
= 5007,7 Н; XА
= -2366,8 H; XВ
= -2540,4 Н.

Строим эпюры изгибающих моментов Мx
и Мy
в плоскостях zoy и zox и эпюру крутящих моментов Т (рисунок 5)

Выбираем опасные сечения: А-А и Б-Б (рисунок 4)

Сечение А-А.
Концентрация напряжений вызывается канавкой для выхода шлифовального круга; так канавка находится возле подшипника, то суммарный и крутящий моменты возьмем в середине опоры. Моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ
= 0 Нм; МY
= 46,2 Нм; Т=403,5 Нм.

Суммарный момент равен:

Эквивалентный момент равен

Диаметр вала в рассчитываемом сечении

,

где [уИ
] - допускаемое напряжение при изгибе; [уИ
] =50 МПа ([2], стр. 54),

Рисунок 5 Эпюры моментов

Так как полученный диаметр меньше диаметра под подшипником, полученным в предварительном расчете, следовательно, вал выдержит нагрузку. Значит, оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала, полученный при предварительном расчете d = 50 мм

Условие усталостной прочности имеет вид:

где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности; с учетом требуемой жесткости [S] = 3;

Sу
- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

где у-1
- предел выносливости материала при изгибе; у-1
= 250 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kу
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе; kу
= 1,75 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в - коэффициент поверхностного упрочнения; в = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еу
- коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала; еу
= 0,77 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

уa
- амплитуда циклов нормальных напряжений;

;

уm
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений; уm
=0 ;

шу
- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; шу
= 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

Sф
- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

,

где ф-1
- предел выносливости материала при кручении; ф-1
= 150 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kф
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении; kф
= 1,5 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еф
- коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала; еф
= 0,81 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

фa
- амплитуда циклов касательных напряжений;

;

фm
- среднее напряжение цикла касательных напряжений; фm
=0 МПа; шф
- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; шф
= 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

следовательно прочность обеспечена

Сечение Б-Б.

Концентрация напряжений вызывается зубьями шестерни; моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ
= 430,7 Нм; МY
= 218,5 Нм; Т=403,5 Нм.

Суммарный момент равен:

Эквивалентный момент равен

Диаметр вала в рассчитываемом сечении

,

где [уИ
] - допускаемое напряжение при изгибе; [уИ
] =50 МПа ([2], стр. 54),

Так как полученный диаметр меньше диаметра впадин шестерни, полученным в предварительном расчете, следовательно вал выдержит нагрузку. Значит оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала полученный при предварительном расчете d = 74,575 мм

Условие усталостной прочности имеет вид:

где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности; с учетом требуемой жесткости [S] = 3;

Sу
- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

гдеу-1
= 250 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kу
= 1,66 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 1,7 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еу
= 0,74 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

;

уm
=0;

шу
= 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

Sф
- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

,

где ф-1
= 150 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kф
= 1,54 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 1,7 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еф
= 0,786 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

;

фm
=0 МПа;

шф
= 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

следовательно прочность обеспечена.

Схема нагружения представлена на рисунке 6.

Силы действующие на вал:

- окружная сила .

- распорная сила

- осевая сила

- сила действия муфты

где dм
- диаметр расположения элементов муфты с помощью которых передается крутящий момент; примем dм
= 3dв
= 3·0,070 = 0,21 мм

Н

Рисунок 6. Схема нагружения вала

Определим реакции в опорах

YB
·0,18 + Ft
·0,09 – Fм
·0,355 = 0

YA
+YB
+Ft
- Fм
= 0

YA
= Fм
-Ft
- YB
=4317,7 -10015,5 –3507,7= -9205,5 H

XB
·0,18 - Fr
·0,09= 0

XA
+XB
-Fr
= 0

XA
= Fr
- XB
= 4096-2098 = 2098 H

Полученные реакции в опорах

YА
= -9205,5 H; YВ
= 3507,7 Н; XА
= 2098 H; XВ
= 2098 Н.

Строим эпюры изгибающих моментов МX
и МY
в плоскостях zoy и zox и эпюру крутящих моментов Т (рисунок 7)

Выбираем опасные сечения: А-А и Б-Б (рисунок 6).

Сечение А-А.
Концентрация напряжений вызывается шпоночным пазом; по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ
= 828,5 Нм; МY
= 188,8 Нм; Т=1511,2 Нм

Рисунок 7 Эпюры моментов.

Суммарный момент равен:

Эквивалентный момент равен

Диаметр вала в рассчитываемом сечении

,

где [уИ
] - допускаемое напряжение при изгибе; [уИ
] =50 МПа ([2], стр. 54),

Так как полученный диаметр меньше диаметра под зубчатым колесом, полученным в предварительном расчете, следовательно вал выдержит нагрузку. Значит оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала полученный при предварительном расчете d = 85 мм

Условие усталостной прочности имеет вид:

где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности; с учетом требуемой жесткости [S] = 3;

Sу
- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

гдеу-1
= 250 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kу
= 1,75 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еу
= 0,785 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

;

где b=0,022 м – ширина шпоночного паза;

t1
=0,009 м – глубина шпоночного паза;

уm
=0;

шу
= 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

Sф
- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

,

где ф-1
= 150 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kф
= 1,5 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еф
= 0,745 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

фm
=0 МПа; шф
= 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

следовательно прочность обеспечена.

Сечение Б-Б

Концентрация напряжений вызывается канавкой для выхода шлифовального круга; так канавка находится возле подшипника, то моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ
= 755,6 Нм; МY
= 0 Нм; Т=1511,2 Нм.

Суммарный момент равен:

Эквивалентный момент равен

Диаметр вала в рассчитываемом сечении

,

где [уИ
] - допускаемое напряжение при изгибе; [уИ
] =50 МПа ([2], стр. 54),

Так как полученный диаметр меньше диаметра под подшипником, полученным в предварительном расчете, следовательно, вал выдержит нагрузку. Значит, оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала, полученный при предварительном расчете d = 80 мм

Условие усталостной прочности имеет вид:

где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности; с учетом требуемой жесткости [S] = 3;

Sу
- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

Где у-1
= 250 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kу
= 2,5 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 2,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еу
= 0,81 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

;

уm
=0;

шу
= 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

Sф
- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

,

где ф-1
= 150 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kф
= 1,8 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 2,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еф
= 0,76 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

;

фm
=0 МПа;

шф
= 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

следовательно прочность обеспечена.

частота вращения вала n = 487,5 об/мин,

требуемая долговечность подшипников L10
h
= 5256 часа

осевая сила FА
= 0 Н

подшипник шариковый радиальный №210

Реакция в левой опоре

,

где YА
= 5007,7 H; XА
= -2366,8 H – реакции в опоре

Реакция в правой опоре

где YВ
= 5007,7 Н; XВ
= -2540,4 Н – реакции в опоре

Для этого подшипника по справочнику ([1], табл. 24.16.) находим

Сr
= 35100 Н, С0
r
= 19800 Н

Вычисляем эквивалентные динамические радиальные нагрузки

РE
1
= VFr
1
Kу
KT

РE
2
= VFr
2
Kу
KT

где V= 1 - коэффициент вращения колеса;

Kу
= 1,2 - коэффициент динамической нагрузки

KT
= 1 - температурный коэффициент

РE
1
= 1·5538,8··
1,2·1=6646,6 H

РE
2
= 1·5615,2··
1,2·1=6738,2 H

Для наиболее нагруженного 2-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность

Так как Стр
< Сr
(35097 < 35100), то предварительно намеченный подшипник подходит.

частота вращения вала n = 125 об/мин,

требуемая долговечность подшипников L10
h
= 5256 часов

осевая сила FА
= 0 Н

подшипник шариковый радиальный №216

Реакция в левой опоре

,

где YА
= -9205,5 H; XА
= 2098 H – реакции в опоре

Реакция в правой опоре

где YВ
= 3507,7 Н; XВ
= 2098 Н – реакции в опоре

Для этого подшипника по справочнику ([1], табл. 24.16.) находим

Сr
= 70200 Н, С0
r
= 45000 Н

Вычисляем эквивалентные динамические радиальные нагрузки

РE
1
= VFr
1
Kу
KT

РE
2
= VFr
2
Kу
KT

где V= 1 - коэффициент вращения колеса;

Kу
= 1,2 - коэффициент динамической нагрузки

KT
= 1 - температурный коэффициент

РE
1
= 1·9441,5··
1,2·1=11329,8 H

РE
2
= 1·4087,2··
1,2·1=4904,7 H

Для наиболее нагруженного 1-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность

Так как Стр
< Сr
(38559<70200), то предварительно намеченный подшипник подходит.

привод конвейер электродвигатель редуктор

диаметр вала d = 45 мм

крутящий момент Т = 403,5 Нм

Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:

ширина шпонки b = 14 мм,

высота шпонки h = 9 мм,

длина шпонки l = 63 мм,

глубина паза на валу t1
= 5,5 мм,

глубина паза ступицы t2
= 3,8 мм.

Условие прочности на смятие

где [усм
] - допускаемое напряжение на смятие; [усм
] = 100 МПа ([2], стр. 74);

lр
- рабочая длина шпонки; lр
= l - b = 63 - 14 = 49 мм.

следовательно, условие прочности обеспечено.

Условие прочности на срез

,

где [фср
] - допускаемое напряжение на срез; [фср
] = 100 МПа ([2], стр. 74);

следовательно, условие прочности обеспечено.

диаметр вала d = 85 мм

крутящий момент Т = 1511,2 Нм

Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:

ширина шпонки b = 22 мм,

высота шпонки h = 14 мм,

длина шпонки l = 90 мм,

глубина паза на валу t1
= 9 мм,

глубина паза ступицы t2
= 5,4 мм.

Условие прочности на смятие

где [усм
] = 100 МПа ([2], стр. 74);

lр
= l - b = 90 - 22 = 68 мм.

следовательно, условие прочности обеспечено.

Условие прочности на срез

,

где [фср
] = 100 МПа ([2], стр. 74);

следовательно, условие прочности обеспечено.

диаметр вала d = 70 мм

крутящий момент Т = 1511,2 Нм

Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:

ширина шпонки b = 20 мм,

высота шпонки h = 12 мм,

длина шпонки l = 90 мм,

глубина паза на валу t1
= 7,5 мм,

глубина паза ступицы t2
= 4,9 мм.

Условие прочности на смятие

где [усм
] = 100 МПа ([2], стр. 74);

lр
= l - b = 90 - 20 = 70 мм.

следовательно, условие прочности обеспечено.

Условие прочности на срез

,

где [фср
] = 100 МПа ([2], стр. 74);

следовательно, условие прочности обеспечено.

9.1 Цилиндрическая шестерня шевронной передачи

Шестерню шевронной передачи изготовляем заодно с валом ввиду небольшой разницы между диаметром вала (dБП
=55 мм) и диаметром впадин шестерни (df
1
= 74,575 мм). Ширина шестерни b1
= 105 мм.

9.2 Цилиндрическое колесо быстроходной передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8)·dК
= 1,5 · 85 = 128 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5)·dК
= 1,0 · 85 = 85 мм.

Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца:

Lступ = b2
= 100 мм.

Толщина обода:

до = 2,2 · m + 0,05 · b2
= 2,2 · 2,5 + 0,05 · 100 = 10,5 мм

где b2
= 100 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина диска:

С = (д0
+0,5·(Dступ.-Dвала))=0,5·(8,0+0,5·(75-50))= 20,5 мм = 20 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Df2
- 2·д0
= 313,165-2·10,5= 292 мм.

Диаметр центровой окружности:

DCотв
. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (292 + 128) = 210 мм

Диаметр отверстий:

Dотв. = (Doбода+dступ.)/8 = (292+128)/8=52,5мм=52 мм.

Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляем по формуле:

д = 1,3 · (TIII
)1/4 = 1,3 · 1511,21/4 = 8,1 мм= 9 мм

В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:

д1
= 1,5 · д = 1,5 · 9,0 = 13,5 мм

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягаем радиусом

r = 0,5 · д = 0,5 · 9,0 = 4,5 мм.

Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом

R = 1,5 · д = 1,5 · 9,0 = 13,5 мм.

Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна

0,8 · д = 0,8 · 9,0 = 7,2 мм.

Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.

Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4...0,5) · д. Принимаем h = 0,5 · 9,0 = 4,5 мм.

Толщина стенки крышки корпуса

д3 = 0,9 · д = 0,9 · 9 = 8,1 мм.

Округляя, получим д3 = 8,0 мм.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

d = 1,25 · (TIII
)1/3 = 1,25 · 1511,21/3 = 14.3 мм

Принимаем d = 14,0 мм.

Диаметр штифтов

dшт = (0,7...0,8) · d = 0,7 · 14,0 = 9.8 мм.

Принимаем dшт = 10,0 мм.

Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):

dф
= 1,25 · d = 1,25 · 14,0 = 17,5 мм.

Принимаем dф = 18,0 мм.

Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:

h0
= 2,5 · d = 2,5 · 14,0 = 35 мм.

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 19 = 4,75 дм3.

По таблице 10.8 [6] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уH
= 515,8 МПа и скорости v = 2,05 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10-6 м/с2По таблице 10.10[6] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[6]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

Детали перед сборкой промыть и очистить.

Сначала собираем валы редуктора. Ставим колесо, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.

Далее устанавливаем валы в корпус редуктора.

Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.

После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 3 часа, потом промываем.

1. Расчет деталей машин: учеб. Пособие/ Г.Л. Баранов – 2.е изд. перераб. и доп. – Екатеринбург: УГТУ – УПИ, 2007, 222 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 2 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Малейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Выш. школа, 1982. - 334 с., ил.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальных вузов. - М.: Высшая школа, 1985 - 416 с., ил.

4. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов высш. техн. учебн. заведений. - М.: Высш. шк., 1991. - 383 с., ил.

5.
Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2ч. Ч.1. – 7-е изд., - Л.: Политехника, 1991. 576с.: ил.

6. Чернавский С.А.Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Машиностроение, 1980.–351 с.

7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.: ил.