Узел редуктора электромеханического привода
Узел
редуктора электромеханического привода
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
привод редуктор электромеханический
Выполнить анализ параметров электромеханического
привода и разработать эскизный проект с целью минимизации габаритов редуктора в
результате рационального выбора материалов зубчатых колёс и других деталей.
Привод состоит из:
- электродвигателя,
- клиноременной передачи,
- двухступенчатого цилиндрического редуктора по
развёрнутой схеме (или по соосной схеме) с раздвоением мощности (или без раздвоения
мощности) на входном (или на выходном валу)
- зубчатой муфты на выходном валу редуктора..
Характер производства крупносерийный.
Привод реверсивный.
1. Номинальный крутящий момент на валу
исполнительного механизма (ИМ) Тим = 300 Н×м;
. Частота вращения выходного вала редуктора: nим
= 62 об/мин;
. Синхронная частота вращения вала
электродвигателя: nс
= 1500 об/мин;
. Расчётный ресурс: L
= 4300 час.
ВВЕДЕНИЕ
Выполнен проект редуктора двухступенчатого
цилиндрического с прилагаемым чертежом и пояснительной запиской.
В первой части представлены результаты оценки
диаметров входного и выходного вала редуктора с учётом установки на входном
валу шкива ременной передачи и установки на выходном валу зубчатой муфты.
Конструктивно определены внутренние диаметры подшипников, выполнен
предварительный выбор типа и номера подшипников всех валов, определены
межосевые расстояния и геометрический расчёт параметров зубчатых передач.
Во второй части представлены результаты расчета
зубчатых передач: расчет контактных напряжений, выбрано поверхностное и
объемное упрочнения и проверочный расчет зубчатых колес, также проверочный
расчет зубчатых колес по изгибной прочности. Выбрана марка стали для зубчатых
передач. Разработан эскиз редуктора
В третей части представлен проверочный расчет
узлов и деталей : определены реакции опор и расчет подшипников промежуточного
вала, проверка напряженных резьбовых соединений (винтов, болтов, шпилек),
выбрана посадка соединения (муфта-выходной вал редуктора), проверен расчет
шпоночных соединений.
1. ОЦЕНКА
ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА
Результат данного этапа работы - выбор
электродвигателя; значения передаточных чисел, крутящих моментов, частоты
вращения валов; значения допускаемых контактных напряжений зубчатых колёс и
межосевых расстояний (рис.1).
1.1 Определение
КПД привода и выбор электродвигателя
Рис.1. Схема электромеханического привода
Мощность, которая должна быть передана
исполнительному механизму, вычисляется по формуле
(1.1)
где ωим
- угловая скорость, рад/с.
Угловая скорость вычисляется по формуле
(1.2)
Подставляя полученную величину в формулу (1.1)
получим
Мощность электродвигателя можно вычислить по
формуле
(1.3)
где - мощность электродвигателя, Вт; ηпр -
коэффициент полезного действия привода.
(1.4)
где - КПД
ременной передачи; - КПД подшипников качения вала; - КПД зубчатой передачи
быстроходного и тихоходного валов соответственно; - КПД муфты.
Выбираем: =0,94; =0,97; =0,98; =0,98.
Подставив выбранные значения КПД в формулу
(1.4), получаем
Воспользовавшись формулой (1.3), находим
мощность электродвигателя
Выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель
переменного тока так, что бы номинальная мощность была больше, чем мощность
электродвигателя с синхронной частотой nc=1500
об/мин.
Технические характеристики двигателя
По справочнику:
Выбран электродвигатель марки 100S4;
паспортная мощность РЭД = 3 кВт ;
частота двигателя nэд=
1434 об/мин;
отношение пускового момента к номинальному
моменту ТП / ТН =2;
диаметр присоединительного участка вала ЭД dЭД
=28
мм,
длина присоединительного участка вала ЭД lЭД
=60
мм.
.2 Определение общего передаточного отношения
привода и разбивка его по ступеням
Общее передаточное отношение привода вычисляется
по формуле
iпр=nэд/nим,
(1.5)
где nэд
=
nc(1-s)
- номинальная частота вращения двигателя, об/мин;
iпр
- общее передаточное отношение привода.
Подставив численные значения, получим
Для нахождения передаточного отношения редуктора
назначим iрп =2
и воспользуемся формулой
(1.6)
где iрд
- передаточное отношение редуктора.
Преобразуя (1.6), получим
(1.7)
Передаточное отношение редуктора так же можно
выразить через формулу
iрд=iб·iт,
(1.8)
где iб
и iт -
передаточные отношения быстроходного и тихоходного валов соответственно.
Значение передаточного отношения тихоходного
вала вычисляем по формуле
(1.9)
Преобразуя формулу (1.8) и подставляя полученные
ранее численные значения, получаем
(1.10)
Стандартизуем рассчитанные
передаточные отношения: iб=4, iт=3.15
отношение
Уточняем передаточное отношение
редуктора и ременной передачи по формуле
1.3 Определение частот вращения, мощности и
крутящих моментов на валах
Угловая скорость входного вала редуктора
wВВх= wим
iт iб
=
6.493* 3.15*4 = 81.80 1/с;
промежуточного вала
wПР= wим
iт =
6.493* 4 =20.45 1/с;
Мощность Рi,
передаваемую каждым валом, зубчатыми колёсами и шестернями определяем согласно
принятым значениям частных КПД, входящих в соотношение (1.4):
Рi
=
Рим/ hi
, (1.11)
где hi
- КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого
колеса или шестерни) к выходному валу.
Крутящие моменты Т i
определяются по значению передаваемой мощности Рi
и
частотой вращения ni
:
(1.12)
Найдем численные значения частот вращения для
входного, промежуточного и выходного валов соответственно
об/мин
об/мин
об/мин
Используя формулу (1.11) вычислим
значения мощности:
Вт
Вт
Вт
Подставляя значения в (1.12)
вычислим значения моментов на каждом валу:
Н*м
Н*м Н*м
Энерго-кинематические параметры
элементов привода.
|
Мощность,
Вт
|
Частота
вращения, об/мин
|
Угловая
скорость, рад/с
|
Момент,
Н*м
|
Передаточное
число
|
Исполнительный
механизм
|
1948
|
62
|
6.49
|
300
|
|
Муфта
выходного вала
|
1988
|
62
|
6.49
|
306
|
|
Зубчатое
колесо выходного вала
|
2049
|
62
|
6.49
|
316
|
|
Шестерня
промежуточного вала
|
2091
|
195.3
|
20.45
|
102
|
3.15
|
Зубчатое
колесо промежуточного вала
|
2155
|
195.3
|
20.45
|
105
|
|
Шестерня
входного вала
|
2199
|
781.24
|
81.8
|
26.9
|
4
|
Входной
вал редуктора
|
2268
|
781.24
|
81.8
|
27.7
|
|
Вал
электродвигателя
|
2412
|
1440
|
150.8
|
16
|
|
1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор
подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
.4.1 Выбор муфты
Наибольший расчётный момент на выходном валу не
должен превышать допускаемого для данного номера муфты момента
Мкр
k
TИМ
£
Мкр, (1.13)
где k
- коэффициент перегрузки привода; для транспортёров, компрессоров и
воздуходувок, центробежных насосов k
= 1,25 ... 2.
Принимаем к=1,5. Как правило, k
< ТП/ ТН. В данном случае
Мкр ≥ 1,5*300=450 Нм.
Выбираем ближайшее к данному значение М кр
М кр=700 Нм.
Для этого значения также: nmax=6300
об/мин; dM
40
мм; lM
55мм;
DM
55
мм.
Значение диаметра выходного вала редуктора dВ
можно
принять, исходя из следующего. Прочностной расчёт вала выполняется с учётом
напряжений от изгиба и кручения, которые зависят от значения диаметра в третьей
степени. Если при выборе муфты значение kTИМ
практически равно Мкр, то принимаем dВ
= dМ,
где dМ -
наибольший присоединительный диаметр данного номера муфты.
Так как у нас k
TИМ
<
М кр, то предварительно значение диаметра dВ
определяем по формуле
мм(1.14)
Окончательно принимается значение dВ
=
35 из ряда нормальных линейных размеров R40
.
.4.2 Проектировочный расчёт валов
На этом этапе разработки проекта известны
крутящие моменты на валах. При проектировочном расчёте значение диаметра вала в
местах установки зубчатых колёс определяют, исходя из условия
(1.15)
где допускаемое напряжение [t]
= (0,026 ...0,036) sв ;
наименьшие значения принимаются для быстроходных валов, средние - для
промежуточных, наибольшие - для тихоходных валов.
Обычно в качестве материала валов при
положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную,
временное сопротивление которой равно sв=
580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм. Примем допускаемое напряжение для
входного вала [t] = 10 МПа; для промежуточного
вала входного [t] = 15 МПа; для выходного вала
[t] = 25 МПа
Таким образом, диаметры для входного, промежуточного
и выходного вала редуктора:
мм
мм
мм
Так как значение внутреннего диаметра
подшипников качения кратно 5 мм, то предварительно можно принять следующие
диаметры участков валов для установки подшипников: d1
= 25 мм; d2
= 35 мм; d3
= 45 мм.
.4.3 Предварительный выбор подшипников качения
На данном этапе разработки проекта, определив
диаметры валов в местах установки подшипников качения, можно предварительно
назначить тип подшипника. Принимаем для быстроходного и промежуточного вала
радиально-упорные подшипники средней серии, для тихоходного вала
радиально-упорные подшипники легкой серии.
Параметры подшипников
Вал
|
Обозначение
|
d п
|
Dп
|
В
|
С,кН
|
Сo,Кн
|
a
|
Тихоходный
|
36209
|
45
|
100
|
25
|
31.2
|
25.1
|
12
|
Промежуточный
|
46306
|
35
|
80
|
21
|
42.6
|
24.7
|
26
|
Быстроходный
|
46305
|
25
|
62
|
17
|
26.9
|
14.6
|
26
|
.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом
габаритов подшипников
Конструктивно межосевое расстояние (рис.3)
тихоходной зубчатой пары
aТ
³
0,5(Dп3+
Dп2)+
2g,(1.16)
где Dп3
и Dп2
- наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала (3) и
промежуточного вала (2);
g - минимальное
расстояние между внешними кольцами подшипников, принимается в зависимости от
диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора:
Болт М10 М12 М14 М16 М20
g 32 40 44 48 56 мм.
Диаметр болта должен быть d
» 1,25 TИМ
1/3 ³10 мм, где TИМ
в Нм. Выбираем M10, так как d
» 1,25*300 1/3=8.37 ³10
мм.
Подставляя значения в формулу (1.16) получим:
aТ
³
0,5(100+80)+32=122 мм
Рис.2. Схема определения межосевых расстояний
зубчатых передач.
Конструктивно межосевое расстояние быстроходной
зубчатой пары
aБ³
0,5(Dп2+
Dп1)+2g
= 0.5(80+62)+32=103 мм
где Dп1
-
наружный диаметр подшипников качения входного вала.
Полученные конструктивно значения межосевых
расстояний округляем по ряду R40
и получаем: aТ =
150 мм и aБ
= 120 мм
Согласно условию сборки двухступенчатого
редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким,
чтобы обеспечивался зазор со между зубчатым колесом быстроходной
пары (диаметр вершин зубьев dа2б)
и тихоходным валом (на рис.2 диаметр d*):
aт ³
0,5dа2б +
0,5 d* + со,(1.17)
где со = (3 … 5) мм,
d2б -
делительный диаметр зубчатого колеса равный:
dа2б =
d2б
+ 2mб
= 2 aб iб
/(iб+
1) + 2mб =
2*120*4|(4+1) + 3 = 195 мм
mб -
модуль зацепления быстроходной передачи (mб
=1,5
мм).
значение d*
принимается равным:
d* = dп3
+
5 = 45 + 5 = 50 мм
Подставляем полученные значения в (1.17):
aт ³0,5*195
+ 0,5*50 + 3 = 125.5 мм
принятое значение межосевого расстояния aт
удовлетворяет
условию
aт ³
0,5dа2б +
0,5 d* + со
.5 Расчёт геометрических параметров зубчатых
колёс
Принятые выше значения aт
и aБ
используем для определения геометрических параметров шестерни и колеса
тихоходной и быстроходной передач.
Определим параметры косозубой передачи с внешним
зацеплением при aБ
= 120 мм, iб=4
Примем предварительно т = 2 мм и z1
=
23. Тогда mz1
=
46 мм; z2
= iбz1
=
4*23 = 92, в этом случае значение iб
=
z2/z1
=
92/23 = 4 .
Проверка
Значение ; угол b = 16Å39 ’>12Å30 ’.
Следовательно, параметры зацепления удовлетворяют требованиям к геометрическим
характеристикам косозубой передачи.
Выполним расчёт d1 = mz1/cosb = 46/0.958
= 48 мм; d2 = mz2/cosb = 184/0.958
= 192 мм; и проверим, что значение межосевого расстояния равно заданному: а =
0,5(d1 + d2) =
0,5(48+192) =120 мм. Ширина зацепления b1
= ybd d1 =
0.8*48 = 38.4 мм b2 =
b1 -4 = 38.4-4 = 34.4 мм. Значение ширины зацепления принимаем по
ряду нормальных линейных размеров: b1
=
38 мм, b2
= 34 мм.
Определим параметры прямозубой
передачи с внешним зацеплением при aТ = 120 мм, iт=3.15 cosb = 1 . Примем предварительно т = 4 мм.
Тогда mz1 = 72 мм;, , в этом случае значение
= z2/z1 = 57/18 = 3.15.
Выполним расчёт d1 = mz1/cosb = 72 /1 = 72 мм; d2 = mz2/cosb = 226.5/1 =
226.5 мм; и проверим, что значение межосевого расстояния равно заданному: ат
= 0,5(d1 + d2) = 0,5(72
+226.5) =149.4 мм. Ширина зацепления b1
= ybd d1 =
0.8*72 = 57.6 мм b2 =
b1 -4 = 72 -4 = 52.6 мм. Значение ширины зацепления принимаем по ряду
нормальных линейных размеров: b1
=
60 мм, b2
= 53 мм.
Геометрические характеристики зубчатых
передач
Передача
|
а
|
m
|
z1
|
z2
|
i
|
d1
|
d2
|
b1
|
b2
|
cosb
|
da1
|
da2
|
df1
|
df2
|
Быстроходная
|
120
|
2
|
23
|
92
|
4
|
48
|
192
|
38
|
34
|
0.958
|
52
|
196
|
43
|
187
|
Тихоходная
|
149.4
|
4
|
18
|
57
|
3.15
|
72
|
226.5
|
60
|
53
|
1
|
80
|
234.5
|
62
|
216.5
|
2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ
.1 Расчёт контактных напряжений зубчатых передач
Критерий контактной усталостной прочности зубьев
записывается в виде
sH
£ [sH],
(2.1)
где sH
,
[sH]
- соответственно расчётное и допускаемое контактные напряжения.
Расчётное значение sH
передачи с внешним зацеплением определяют по формуле:
(2.2)
где Eпр -
приведенный модуль упругости материалов контактирующих зубьев; в данном случае
шестерни и колёса изготавливаются из сталей, поэтому
Eпр» Е = 2× 10 5 МПа;
Тш -момент, передаваемый
шестерней рассчитываемой зубчатой пары;
dш -
делительный диаметр этой шестерни;
ybd = b / dш -
коэффициент ширины b зацепления
относительно делительного диаметра шестерни dш. Так как
расположение колёс относительно опор несимметричное и твёрдость зубьев колёс и
шестерен Н >350 НВ
принимаем предварительно ybd = 0.8.
Окружная скорость рассчитывается по формуле:
(2.3)
м/с
м/с
Коэффициент КH
учитывает влияние схемы расположения зубчатых колёс редуктора (коэффициент КНb)
и влияние динамических перегрузок из-за неточности изготовления зубчатых колёс
(коэффициент Кнv) на
неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. И рассчитывается по
формуле:
(2.4)
Для быстроходной пары по формуле (2.4):
Для тихоходной пары по формуле (2.4):
Коэффициент учитывает повышение прочности
косозубых передач по сравнению с прямозубыми передачами
(2.5)
где e
a -коэффициент торцового
перекрытия:
(2.6)
Для быстроходной пары по формуле
(2.6) , :
Для тихоходной пары по формуле (2.6)
, :
Коэффициент для учёта влияния неточности
нарезания зубьев на одновременность многопарного зацепления косозубых
цилиндрических передач. Для быстроходной и тихоходной пары соответственно: .
Для быстроходной пары по формуле
(2.5):
Для тихоходной пары по формуле (2.5)
Рассчитаем sH
быстроходного
и тихоходного валов по формуле (2.2)
Быстроходная передача:
МПа
Тихоходная передача:
МПа
Параметры проектируемых зубчатых передач
Параметр
|
Тихоходная
передача
|
Быстроходная
передача
|
Межосевое
расстояние
|
аT
= 149.4 мм
|
аБ=120
мм
|
Передаточное
отношение
|
i T = 3.15
|
i Б = 4
|
Момент
Tш
|
TшT =100.3 Нм
|
TшБ =26.37 Нм
|
Коэффициент
ybd
|
ybd
=0.8
|
ybd
=0.8
|
Коэффициент
К H b
|
К
H
b=1,13
|
К
H
b=1,28
|
Окружная
скорость u, м/с
|
u
= 2 м/с
|
Коэффициент
К H v
|
К
H
v=1.02
|
К
H
v=1.06
|
Коэффициент
К Ha
|
К
Ha=1.02
|
К
Ha=1.05
|
cosb
|
cosb=1
|
cosb=0.975
|
Число
зубьев zш
|
zш=18
|
zш=26
|
Число
зубьев zк
|
zк=57
|
zк=104
|
Коэффициент
e
a
|
e a=1.758
|
e a=1,7
|
Коэффициент
ZH
b
|
ZH
b=0.769
|
ZH
b=0,771
|
Расчётное
значение sH
|
sH
= МПаsH
= МПа
|
|
2.2 Выбор поверхностного и объёмного упрочнения
Значения предела контактной выносливости зубьев
[sH
lim]
быстроходной и тихоходной пар определим по формуле
[sH
lim]
³ sH[sH],(2.7)
где [sH]
- нормативный коэффициент запаса контактной прочности. Примем [sH]
= 1,2 .
Тогда по формуле (2.7)
[sH
lim]т
³370.5*1,2=444.6 МПа,
[sH
lim]б
³369.9*1,2=443.9 МПа.
В качестве термической обработки зубьев
тихоходной зубчатой передачи выберем нормализацию при твердости 195 HВ.
В качестве материала возьмем сталь 40Х
sH
lim
т=2HВ
+70= 460 МПа.
В качестве термической обработки зубьев
быстроходной зубчатой передачи выберем нормализацию при твердости 190 HВ.
В качестве материала возьмем сталь 40Х.
sH lim
б
=2HВ
+70 = 450 МПа.
3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ.
.1 Проверочный расчёт зубчатых передач по
изгибной прочности
Проверочный расчёт зубьев косозубых передач
выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев.
£ [sF],(2.8)
где Т - момент, передаваемый данной шестерней.
YFS -
коэффициент формы зуба назначается в зависимости эквивалентного число зубьев
шестерни ;
Вычислим эквивалентное число зубьев шестерни
(2.9)
Для быстроходной передачи по формуле
(2.9):
Примем
Для тихоходной передачи по формуле (2.9):
Примем
YFb -
коэффициент повышения изгибной прочности косозубых передач по сравнению с
прямозубыми;
(3.0)
где - коэффициент неравномерности
нагрузки находящихся одновременно в зацеплении пар зубьев; для расчёта примем
(3.1)
- коэффициент влияния наклона
контактной линии
(3.2)
Для быстроходной передачи по формуле
(3.1), (3.2):
Для быстроходной передачи по формуле (3.1), (3.2):
Подставляем значения в (3.0):
Быстроходная передача:
Тихоходная передача:
КF
- коэффициент расчётной нагрузки
(3.3)
- коэффициент концентрации
нагрузки. КFb для расчёта
можно принять:
(3.4)
Для быстроходной передачи по формуле
(3.4):
Для тихоходной передачи по формуле (3.4):
- коэффициент динамической
нагрузки. Для тихоходной передачи примем КFv=1.01, а для
быстроходной КFv =1.06.
Подставим значения в (3.3) и
вычислим КF
Быстроходная передача:
Тихоходная передача:
Вычислим sF с помощью
формулы (2.8):
Быстроходная передача:
МПа
Тихоходная передача:
МПа
Допускаемое напряжение при данном
виде упрочнения определим как отношение
[sF]
= sF
lim
/
[sF], (3.5)
где sF
lim
-
предел выносливости зубьев при изгибе; [sF]
- нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев при изгибе;
Примем [sF]
= 1,75
Быстроходная передача:
sF
lim
=
1.8*190= 342 МПа
[sF]
= 342 / 1.75 = 195 Мпа
Тихоходная передача:
sF
lim
=
1.8*195 = 351 МПа
[sF]
= 351 / 1.75 = 200 МПа
Условие sF≤
[sF]
выполняется..
.2 Определение реакций опор и расчёт подшипников
промежуточного вала
Значения длин участков вала определяются по
компоновке редуктора. В качестве расчётной длины участков вала рекомендуется
принимать:
·
расстояние
от средней плоскости радиальных подшипников до средней плоскости (по ширине)
шестерни или колеса;
·
расстояние
между средними плоскостями (по ширине) шестерни и колеса;
·
расстояние
от торца опорной поверхности внутреннего кольца радиально-упорного подшипника
или конического подшипника до средней плоскости шестерни или колеса.
В каждой зубчатой паре промежуточного вала
определяются:
тангенциальная (окружная) сила
(3.6)
- осевая сила
(3.7)
радиальная силы
(3.8)
Н
Н
H
H
H
Рис.3 Схема нагружения в аксонометрии.
Составим схему нагружения промежуточного вала в
вертикальной плоскости x0z.
Подставляя значения , , найдем , :
H
H
Проверка:
Построим диаграмму моментов:
1 участок
При x=39
Hм
участок
При x=39
Hм
При x=93
Hм
участок
Нм
Составим схему нагружения
промежуточного вала в горизонтальной плоскости х0у.
Подставляя значения , , найдем , :
H
H
Проверка:
Построим диаграмму моментов:
участок
При x=39
Hм
участок
При x=39
Hм
При x=93
Hм
участок
Нм
Определяем радиальные реакции опоры
а и b:
H
H
3.3 Проверочный расчёт роликовых подшипников
опор
Проверочный расчёт роликовых подшипников опор
промежуточного вала выполняется по динамической грузоподъёмности. Критерий
надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения имеет вид
С £ С п (3.9)
где С - расчётная динамическая грузоподъёмность,
С п - паспортная динамическая грузоподъёмность данного подшипника (Сп=42600
Н).
Расчётная динамическая грузоподъёмность С
определяется по следующей зависимости
С = Р [L/
(a1
a2)]
1/p,
(4.0)
где Р - эквивалентная нагрузка данного
подшипника, Н;
L - ресурс час,;
примем
L = a1a2(Cп/P)
1/p.,
(4.1)
р - показатель степени, р =3 для роликовых
подшипников;
a1 -
коэффициент надёжности:
Надёжность ............. 0,9 0,95 0,96 0,97 0,98
0,99
Коэффициент a1..........1
0,62 0,53 0,44 0,33 0,21;
a2-
коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, для конических роликоподшипников
в обычных условий a2
=0,6 .. 0,7 и для и для подшипников из высококачественных сталей при наличии
гидродинамической плёнки масла без перекосов a2
= 1,1 ..1,3.
Примем a1
=1
и a2 =0,7.
Эквивалентная динамическая нагрузка определяется
для a - опоры
P A= (X FrA +YFxА)K
б
K т,
(4.2)
для b - опоры
P В=
(X FrВ
+YFxВ)K
б
K т,
(4.3)
где FrA
и FrВ -
радиальные силы, действующие на a
- опору и b - опору; FxА
и FxВ-
осевые силы, действующие на a
-опору и b - опору;
X и Y
- коэффициенты, учитывающие влияние соответственно радиальной и осевой
составляющих реакции в данной опоре (определяются по каталогу подшипников
раздельно для каждой опоры);
K
б
- коэффициент безопасности, при спокойной нагрузке K
б
=1, при умеренных толчках K
б
=1,2 ...1,5, при ударах K
б
=2,5 ...3;примем Kб
=1,3.
Kт
- температурный коэффициент (для подшипников из стали ШХ15); примем Kт
=1 при рабочей температуре до 100°С.
Параметр осевой нагрузки е указан в каталоге
подшипников, e = 0,68
S1 = e∙F rА
= 0,68∙2,35=1,598 кН2
= e∙F rВ
= 0,68∙1,621 =1,102кН
Схема осевых сил, действующих на подшипники.
Предположим, что на левую опору действует только
внутренняя сила S1, поэтому Fax= S1.
Из ураванения равновесия вала определим силу:
кН
Следовательно вал сместится в
сторону правой опоры.
Определяем
, .
Так как выбираем X=0.41, Y=0.87; выбираем X=1, Y=0.
Подставив найденные значения в
формулы (4.2) и (4.3), найдем эквивалентную динамическую нагрузку для опор a и
b:
P a = (0.41*2.35
+0.87*1.598)1.3*1 = 3.06 кН,
P b=
1*1.621*1.3*1 = 2.107 кН
Определяем расчетный ресурс
подшипника (4.1) и статическую грузоподъёмность по формуле (4.0):
Lа =
0.9*0.7(42600/3060) 1/3=1700 час
Са = 3060 [1700/
(0.9*0.7)] 1/3= 42600 Н
Lb =
0.9*0.7(42600/2107) 1/3=5200 час
Сb = 2107
[5200/ (0.9*0.7)] 1/3= 42600 Н
Критерий надёжности подшипников
качения по усталостной прочности тел качения выполняется.
Проверка шпоночного соединения на
смятие узких граней шпонки.
Параметры шпонки применяемой на
выходном валу: l=50 мм, h=8 мм,t1=5 мм.
Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е.
должно выполняться условие:
Где T-передаваемый
момент (Т=300 Нм), Нм; d-диаметр вала в месте установки
шпонки (d=40 мм); - допускаемое напряжение; принимаем
100 МПа.
Подставляя значения получим:
МПа
Условие на напряжение смятия
выполняется.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
. Для обеспечения требуемого крутящего
момента и частоты вращения на выходном валу необходимо использовать асинхронный
электродвигатель переменного тока 4А100S4
. Для обеспечения ресурса тихоходной
зубчатой передачи необходимо изготовить её из стали 40Х с твердостью зубьев 195
HВ и использовать
нормализацию в качестве термообработки.. Для обеспечения ресурса быстроходной
зубчатой передачи её необходимо изготовить из стали 40Х с твердостью зубьев 195
HB и использовать
нормализацию в качестве термообработки.
. На промежуточном валу следует
установить подшипники ГОСТ 46306.
. Для крепления крышек подшипниковых
узлов следует использовать болты Болт М10 для тихоходной и быстроходной
передач.
. Для соединения выходной вал - муфта
необходимо использовать шпоночное соединение.
ЛИТЕРАТУРА
1. Правила оформления студенческих
выпускных работ и отчётов/ Сост.: Г.П. Голованов, К.К. Гомоюнов, В.А. Дьяченко,
С.П. Некрасов, В.В. Румянцев, Т.У. Тихомирова; Под ред. В.В. Глухова. СПб.:
Изд-во СПбГТУ, 2002. 32 с.
. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.
Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. -
м.: Высш. шк., 2012. 447 с., ил.
. Курсовое проектирование деталей
машин: Учеб. пособие... / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. М.:
Машиностроение, 2008. 418 с., ил.
. Справочник металлиста /Под ред.
С.А. Чернавского и В.Ф. Рещикова. М.: Машиностроение, 2009 В 5-ти т. Т.1.768 с.
. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб.
для студентов втузов / Под ред. В.А. Финогенова. М.: Высш. шк., 2010. 383 с.,
ил.
. Детали машин: Справочные материалы
по проектированию/ Сост. Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик, Р.Д.
Макарова, 2011. 75 с.
. Детали машин: разработка и
оформление конструкторской документации курсового проекта/ В.И. Егоров, Е.В.
Заборский, В.И. Корнилов и др., 2009. 40 с.