Конструкция выходного вала редуктора

Конструкция выходного вала редуктора

Техническое задание

Рассчитать и спроектировать узел выходного вала редуктора привода галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки по схеме, показанной на рисунке и данным, приведенным в таблице согласно варианту.

Привод не реверсивный. Нагрузка близка к постоянной. Ресурс работы редуктора 25000 час.

Введение

Привод состоит из электродвигателя, ременной передачи, редуктора и муфты. Вращение от электродвигателя через ременную передачу и редуктор передается галтовочному барабану.

Данный привод обеспечивает согласование частоты вращения электродвигателя и ведущего вала галтовочного барабана. Редуктор и ременная передача дают выигрыш во вращательном моменте и уменьшают частоту вращения.

В курсовом проекте рассчитывается и разрабатывается конструкция выходного вала редуктора.

1. Кинематический расчет привода

Требуемая мощность привода от галтовочного барабана, кВт

где Т_г.б. - вращающий момент на барабане, Н×м;

n_г.б. - частота вращения барабана, об/мин.

Коэффициент полезного действия привода [1,2]

h = h_рем×h³_пк×η_м·η_зп = 0,96· 0,99³ · 0,97· 0,98 = 0,9,

где η_рем = 0,96; - кпд ременной передачи,

η_пк = 0,99; - кпд пары подшипников качения,

η_м = 0.97; - кпд муфты;

η_зп = 0,98; -кпд зубчатой передачи.

Требуемая мощность электродвигателя, кВт

Р_тр = Р_г.б./η = 2,68/0,9 = 2,97.

По таблице 18.36 [1] принимаем электродвигатель серии 4А марки 90L2/2840, имеющий мощность Р_эл = 3,0 кВт и частоту вращения n_эл = 2840 об/мин.

Передаточное отношение привода

 = i_рем·i_ред = n_эл/n_г.б. = 2840/160 = 17,75.

Принимаем передаточное отношение редуктора i_ред = 3,5, тогда

i_рем = i/i_ред =17,55/3,5 = 5.

Дальнейший расчет ведем по мощности, развиваемой электродвигателем.

Вращающий момент, развиваемый электродвигателем

Т_эл = 9550·Р_эл /n_эл =9550·3/2840 = 10,1 Н·м.

Момент на выходном конце вала редуктора, Н·м

Т = Т_эл i_рем·i_ред×h²_пк×η_м·η_зп =10,1·5·3,5·0,98·0,97·0,99² = 164,67.

Момент на зубчатом колесе ведомого вала, Н·м

Т₂ = Т_эл·i_рем·i_ред×h_пк×η_м·η_зп = 10,1·5·3,5·0,98·0,97·0,99 = 166,34.

. Выбор материала, термической обработки, определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

По таблице 2.1 [1] принимаем для шестерни сталь 45, средней твердостью 270НВ, термическая обработка - улучшение. Для зубчатого колеса принимаем сталь 40, средней твердостью 200НВ, термическая обработка - улучшение.

По техническому заданию режим работы привода - постоянный, поэтому коэффициенты долговечности К_HL при расчете по контактным напряжениям и К_FL при расчете по изгибу принимаем равными единице.

По таблице 2.2 [1] определяем допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба:

1,8·270 + 67 = 553 МПа;

1,8·200 + 67 = 427 МПа;

. Расчет зубчатой передачи

Проектный расчет

где = 43 - коэффициент для косозубой передачи,

- коэффициент концентрации нагрузки, при скорости V<15 м/с и Н<350НВ зубья прирабатываются, поэтому К_Нb=1,0 (стр.15[2]);

f_ва - коэффициент ширины венца, принято f_ва=0,37 при симметричном расположении колес относительно опор (стр.15[2]).

По таблице 19.1[2] принимаем стандартное значение межосевого расстояния =125мм.

Модуль передачи

m = (0,01…0,02) = (0,01…0,02)125 = 1,25…2,5мм.

Принимаем стандартное значение модуля из первого ряда m=2мм (стр.16[2]).

Суммарное число зубьев передачи

z_S =2/m=2·125/2=125.

Числа зубьев z₁ шестерни и z₂ колеса

z₁ = z_S/(u+1) = 125/(3,5+1) = 28;₂ = z_S - z₁ = 125 - 28 = 97.

Фактическое передаточное число

_ф = z₂/ z₁ = 97/28 = 3,5.

Отклонение от требуемого значения

что лежит в допускаемом пределе.

Фактическое межосевое расстояние

.

Основные геометрические параметры шестерни и колеса:

·   делительные диаметры

- диаметры окружностей вершин

·   диаметры окружностей впадин

Проверочный расчет

Расчетные контактные напряжения

= 452,37 МПа,

где коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для косозубой передачи

 - коэффициент динамической нагрузки, для косозубой передачи при твердости ≤350НВ К_НV=1,2 (стр.20 [2]);

К_Нb - коэффициент концентрации нагрузки, принимаем по таблице 2.3 [1] в зависимости от f_d = b₂/d₁ = 47/56 = 0,8 и симметричном расположении колес твердостью ≤350НВ.

Проверка зубьев по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса:

s_F2=K_Fa·Y_b·K_Fb·K_FV·Y_F2·F_t/(b₂·m)=0,9·1·1·1,2·3,61·1714,84/(47·2)= 71,13МПа;

s_F1= s_F2· Y_F1/ Y_F2 = 71,13·3,88/3,61 = 76,45МПа,

где K_Fa = 0,9; Y_b = 1 - для косозубых передач;

K_Fb = 1 при V<м/с и Н<350НВ (стр.19 [2]);

Y_F1=3,88 и Y_F2=3,61- коэффициенты формы зуба по таблице 2.5 [2]

Условия прочности по контактным напряжениям s_Н≤ [s]_Н и по напряжениям изгиба s_F≤ [s]_F выполняются, значит спроектированная передача будет работоспособна.

Определим усилия в зацеплении:

F_t = 1714,84 H - окружная сила;

F_r = F_t·tg20º = 1714,84×0,364 = 624,2H - радиальная сила;

F_M = 125∙11,92 = 1489,81Н - консольная нагрузка от муфты.

. Расчет тихоходного вала

Проектный расчет

Диаметр выходного конца вала при расчете по пониженным допускаемым напряжениям

По таблице 7.1 [1] принимаем стандартное окончание вала по ГОСТ 1208-66: d=28мм и длину консольной части вала L=42мм.

По таблице 7.2 [1] принимаем высоту буртика t>2f =2·2 = 4мм.

Получаем диаметр под манжету и подшипник d_п = d+4f = 28+4·2 = 36мм. Принимаем стандартное значение d_п=d_манж=32мм.

Диаметр вала под ступицей колеса принимаем d_ст=36мм.

Линейные размеры вала получаем при конструировании узла выходного вала.

Проверочный расчет

Рассчитываем выходной вал под ступицей колеса и в месте установки подшипника в опоре В.

Расчетная схема вала представлена на рисунке 1.

Реакции опор:

вертикальная плоскость YOZ

ΣM_A=0; - R_Ву·(a+b) + F_r·a = 0;

ΣM_B=0; R_Ay·(a+b) - F_r·b = 0;

·

горизонтальная плоскость XOZ

ΣM_A=0; F_t·a - R_Bх·(a+b) + F_M·(a+b+c) = 0;

ΣM_B=0; R_Ax·(a+b) - F_t·b + F_M·с = 0;

Суммарное значение реакций опор

Изгибающие моменты:

вертикальная плоскость

ΣM_A=0; M_D= R_Ay·a =315,82·41,5 = 13106,53H·мм;

- горизонтальная плоскость

ΣM_A=0; M_D= R_Ax·a = 267,46·41,5 = 11099,59H·мм;

M_B= F_M·с =1489,81·64 =95347,84Н·мм.

Суммарные значения изгибающих моментов

М_В = 95347,84 Н·мм.

Проверяем запас прочности в сечении, проходящем через точку D, где действуют изгибающий момент М_D = 17175,04 Н·мм и вращающий момент Т =166,34 Н·м = 166340Н∙мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Принимаем для вала сталь 35 твердостью 163…192НВ с пределами выносливости s_-1=235Мпа и τ_-1=110МПа.

Амплитудные напряжения в опасном сечении

s_a=s_и=М_D/W=18989,6/0,1d³=17175,04/0,1·36³=3,68МПа;

τ_a=0,5τ_K=T/2W_K=T/2·0,2d³=166340/2·0,2·36³=8,91МПа,

где W=0,1d³ - осевой момент сопротивления сечения;

W_K=0,2d³ - полярный момент сопротивления сечения.

Пределы выносливости (s_-1)_D и (τ_-1)_D вала в рассматриваемом сечении

(s_-1)_D = s_-1/(К_s)_D = 235/1,88 = 124,78МПа;

(τ_-1)_D = τ_-1/(К_τ)_D = 110/1,4 = 77,6МПа.

В этих формулах значения эффективных коэффициентов концентрации приняты по таблицам 7.15 и 7.16 [1]; значение K_F коэффициента влияния шероховатости принято по таблице 7.11 [1]; значение K_V коэффициента влияния поверхностного упрочнения принято по таблице 7.12 [1].

Запас прочности в сечении В

где S_s и S_τ - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по формулам [2]:

Проверяем запас прочности вала в сечении, проходящем через точку В, где установлен подшипник.

Концентрация напряжений здесь обусловлена напресовкой на вал подшипника. В сечении действуют изгибающий момент М_В=95347,84МПа и вращающий момент Т=142050МПа. Диаметр вала под подшипником d_П=30мм.

Амплитудные напряжения цикла:

s_a = М/W = М/0,1d³ = 95347,84/0,1·32³ = 29,1МПа;

τ_a = T/2W_K = 142050/2·0,2·32³ = 10,84МПа.

Пределы выносливости вала

(s_-1)_D = s_-1/(K_s)_D = 235/1,13 = 206,87МПа;

(τ_-1)_D = τ_-1/(K_s)_D = 110/1,2 = 90,75МПа,

где коэффициенты концентрации напряжений

(К_s)_D =

(К_τ)_D =

Запас прочности сечения

где коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям определяем по формулам:

Таким образом, прочность вала в опасном сечении обеспечена.

5. Подбор подшипников качения выходного вала на заданный ресурс

привод редуктор подшипник вал

По таблице 18.28 [1] принимаем предварительно подшипники №306, которые имеют соответственно динамическую и статическую грузоподъемности С_r=22кН и С_r=15,1кН.

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.

Эквивалентная нагрузка

Р_rB= V·F_VB·К_б·К_Т= 1·3351,17∙1·1=3351,17 Н,

где V - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце V=1; К_б=1 - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки по таблице 6.3 [1]; К_Т=1 - температурный коэффициент при t < 100ºС.

Долговечность принятого подшипника

где n = n₂ = 190об/мин; - частота вращения вала, на котором установлен подшипник; m=3; - показатель степени для шарикоподшипников.

Так как расчетная долговечность больше требуемой по техническому заданию, то подшипник пригоден для работы.

. Расчет шпоночных соединений тихоходного вала

На консольном участке вала устанавливаем шпонку со скругленными торцами bхh = 8x7 мм.

Определяем необходимую (расчетную) длину шпонки, приняв допускаемые напряжения смятия [σ]_СМ=135МПа:

Длина шпонки l = l_p + b =26+8=34мм, принимаем стандартную длину l=36мм. По таблице 18.19 [1] принимаем в зависимости от диаметра вала сечение шпонки bхh = 10х8мм.

Определяем расчетную длину шпонки при допускаемом напряжении [σ]_СМ=135МПа:

Длина шпонки l=l_р + b = 13,7 + 10 = 23,7 мм.

По таблице 18.19 [1] принимаем стандартную длину шпонки l=28мм.

. Выбор смазочных материалов

По таблице 8.1 [1] для контактных напряжений 600 МПа и окружной скорости меньше 2 м/с требуется вязкость масла 34·10^-6м²/с.

Такую вязкость имеет индустриальное масло И-30А.

Список литературы

1.       Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1974.- 656 с.

2.      Кудрявцев В.Н. Детали машин. - Л.: Машиностроение, 1980. - 464 с.

3.      Устюгов И.И. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1981. - 399 с.

4.      Ковалев Н.А. Прикладная механика. - М.: Высшая школа, 1982. - 400 с.

5.      Иосилевич Г.Б. и др. Прикладная механика. - М.: Машиностроение, 1985. - 576 с.

6.      Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1987. - 383 с.

7.      Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

8.      Дунаев И.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1990. - 399 с.

9.      Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

10.    Степин П.А. Сопротивление материалов. - М.: Высшая школа, 1979. - 312 с.

. Методические указания с заданиями к курсовому проекту по деталям машин для студентов не машиностроительных специальностей. - Уфа, изд.БГУ, 2003 - 36 с. Составители: Райский В.В., Калимгулов А.Р.

. Зубчатые и червячные передачи. Расчеты на прочность. Методические указания к курсовым и дипломным проектам. - Уфа, изд. БашГУ, 2005 - 40 с.