Проектный расчет валов

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Техническое задание

2. Выбор электродвигателя

3. Кинематический расчет

4. Расчет зубчатых колес редуктора

4.1 Выбор материала для зубчатых колес

4.2 Расчет допускаемых контактных напряжений [H]

4.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба [F]

5. Расчет геометрических параметров цилиндрической передачи

6. Проектный расчет валов

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

8. Расчет долговечности подшипников

9. Расчет валов на статическую прочность и выносливость

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Выбор сорта масла

Список литературы

1. Техническое задание

Расчет и проектирование привода галтовочного барабана

Исходные данные:

1) Необходимая рабочая мощность P3=2кВт

2) Частота вращения исполнительного органа n3=30об/мин

электродвигатель редуктор кинематический

Рисунок 1. Кинематическая схема привода

1 - электродвигатель

2 - ременная передача

3 - редуктор цилиндрический

4 - муфта

5 - барабан

2. Выбор электродвигателя

Выберем по справочнику электродвигатели с частотами вращения: 3000, 1500, 1000 и 750 об/мин. Учитывая скольжение, запишем реальные обороты электродвигателей.

Таблица 1. Подбор передаточных отношений привода

	uр.п.	uц.п.	uобщ.расч.	uобщ.
2880	-	-	-	96
1440	-	-	-	48
960	5(не реком)	6,3(не реком)	31,5	32
720	4,3	5,6	24,08	24

Общее передаточное отношение привода находится из соотношений:

Выбираем двигатель с синхронной частотой вращения 750 об/мин.

Определим скорость исполнительного органа для рассчитанного передаточного отношения:

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:



, условие точности выполняется т.к. .

КПД привода можно определить по формуле:

,

Где КПД ременной передачи, цилиндрической передачи, трех пар подшипников и муфты соответственно.

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

.

Двигатель, удовлетворяющий требованиям: 4А112МА8 мощностью 2,2кВт

3. Кинематический расчет

Момент на валу электродвигателя: , где - мощность двигателя;

(n - частота вращения двигателя).

Момент на входном валу редуктора:

Момент на выходном валу редуктора:

Скорости на валах:

Скорость вала двигателя:

;

Скорость вращения входного вала редуктора:

;

Скорость вращения четвертого вала:

;

4. Расчет допускаемых напряжений

4.1 Выбор материала для зубчатых колес

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, применим для изготовления передачи сталь 50. Для шестерни и колеса применим одну и ту же марку стали с различной обработкой.

4.2 Расчет допускаемых контактных напряжений [_H]

Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

Для улучшения предел контактной прочности

_Нlimb = 2HB_ш + 70,

Где s_{H lim b}-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений N_HO (N_HO- базовое число циклов); коэффициент безопасности S_н = 1,15, K_HL- коэффициент долговечности.

Рассчитаем предел усталостной прочности:

для шестерни термообработка - улучшение, твердость НВ_ш = 300,

для колеса термообработка - улучшение, твердость НВ_к = 270.

у_Hlimbш = 2·НВ_ш + 70 = 2·300 + 70 = 670 МПа;

у_Hlimbк = 2·НВ_к + 70 = 2·270 + 70 = 630 МПа.

Коэффициент долговечности K_HL =1 при длительной эксплуатации

Для шестерни:

Для колеса:

4.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба [_F]

Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса рассчитаем по формуле:

По таблице 3.9. [4] для стали 50 улучшенной при твердости <HB350

Для шестерни:

Для колеса:

Коэффициент запаса прочности [n]_F=[n]'_F*[n]_F''. По таблице 3.9. [1] [n]'_F=1,75;

для поковок и штамповок [n]_F''=1, следовательно [n]_F=1.75*1=1.75

Рассчитаем допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни:



Для колеса:

5. Расчет геометрических параметров цилиндрической передачи

Межосевое расстояние :

,

где u_цп =5,6 - передаточное отношение ступени;

Е_пр = 2,110⁵ МПа - модуль упругости;

Т = Т₂ =655Нм - момент на валу с колесом данной ступени;

;

К_Н = 1.06 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

= 547,8 МПа - наименьшее допускаемое контактное напряжение ступени;

по СТ СЭВ 229 - 75 принимаем межосевое расстояние по 1-му ряду .

Ширина венца колеса: .

Модуль зубьев:

,

берем .

Примем угол наклона зуба

Суммарное число зубьев:

.,

принимаем

Число зубьев шестерни: ,принимаем z=27

Число зубьев колеса .

Действительное передаточное отношение: .

Проверим расчет, определив d1 и d2

;

- верно

Диаметры вершин:

.

Диаметры впадин:

. Уточняем значение угла по межосевому расстоянию

;

Предварительно определяем окружную скорость:



Назначаем восьмую степень точности

Рассчитаем коэффициент торцового перекрытия

Коэффициент повышения прочности

Определим контактные напряжения

Проверочный расчет по напряжениям изгиба

;

Y_F1=3.8; Y_F2=3.6

;

- расчет ведем по колесу

Условия прочности соблюдаются

Рисунок 2. Кинематическая схема цилиндрической передачи

7. Проектный расчет валов

Входной вал:

расчетный диаметр выходного конца вала, где

- допускаемое напряжение, принимаем равным 30

Т - момент на валу;

, принимаем , диаметр под подшипник ; диаметр под колесо ; диаметр буртика .

Рисунок 3. Входной вал редуктора

Выходной вал:

, принимаем ; диаметр под подшипник ; диаметр под колесо ; диаметр буртика



Рисунок 4. Выходной вал редуктора

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки основания корпуса:

, принимаем

Толщина стенки крышки корпуса: ,

Толщина ребра жесткости корпуса:

Диаметр стяжных болтов: ,

Принимаем диаметр стяжных болтов равным 14 мм.

Ширина фланца разъема корпуса:

Толщина фланца разъема корпуса:

Ширина лап корпуса:

Толщина лап корпуса:

8. Проверка долговечности подшипников

Намечаем для валов шарикоподшипники радиальноупорные (табл2)

Таблица 2. Подбор подшипников

Условное обозначение подшипника	d	D	В	C	C0
	Размеры, мм	кН
36207	35	72	17	23,5	17,8
36210	50	90	20	33,2	27,1

Тихоходный вал:

Силы, действующие в зацеплении:

Цилиндрическая передача косозубая:

Вычислим реакции опор:

Горизонтальная плоскость:

; F_r*а+Ма-Rb1(a+b)=0

Rb1=(1613,6*0.083+158,4)/0.166=1761 H; Rb1=1761H

; F_r*b-Ма-Ra1(a+b)=0

Ra1=(1613,6*0.083-158,4)/0.166=-147,4H; Ra1=-147,4H (меняем ранее выбранное направление)

Вертикальная плоскость:

; F_t*а-Rb2(a+b)=0

Rb2=4309*0.083/0,166=2154,5H; Rb2=2154,5H;

; Ft*b-R_a2(a+b)=0;

Ra2=4309*0.083/0.166=2154,5H; Rа2=2154,5H

Определим моменты для построения эпюры изгибающих моментов

M1= Ra1*a=147,4*0.083=12,2Hм; M2=Rb1*b=1761*0.083=146,2Hм

M3=М4=Ra2*a=2154,5*0.083=178,8H*m

Строим эпюры крутящих и изгибающих моментов, опираясь на реакции опор, определение момента (сила на плечо), влияние сосредоточенного момента от действия осевых сил на эпюру (скачок на величину момента).



Рисунок 5. Эпюры крутящих и изгибающих моментов

Суммарные реакции:

Определяем эквивалентный момент в наиболее опасном сечении вала

Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на изгиб, равного 278МПа.

Принятый нами ранее диаметр выходного вала составляет 45мм, что более допускаемого диаметра. Следовательно, условие прочности соблюдается.

Подбираем подшипник 36210 со следующими параметрами:

d=50, D=90мм, В=20мм, С=33.2кН, С0=27.1КН, Fr1=278327100Н

условие статической грузоподъемности выполняется

Эквивалентная нагрузка составляет:

Рэ=(XVFr1+YFa)KбКт=(0.45*2783+1.62*1042)=2940Н

V=1 - вращается внутреннее кольцо, Кб=Кт=1 - при температуре до 100 градусов и для приводов конвейеров соответственно

Отношение Fa/C0=1042/27100=0.038, значит е=0,34

Отношение Fa/Fr1=1042/2783=0,37e=0,34, значит принимаем X=0,45, Y=1,62

Расчетная долговечность составляет

Расчетная долговечность в часах составляет

Для зубчатого редуктора ресурс работы принят равным 40000часам, следовательно, расчетная долговечность подшипников превышает ресурс работы редуктора (подшипники подходят для данного вала)

9. Расчет валов на статическую прочность и выносливость

Тихоходный вал

Наметим опасные сечения вала, которые подлежат проверке:

Опасное сечение - под колесом (ослабленное шпоночным пазом)

Изгибающий момент

Напряжение изгиба (амплитуда переменных составляющих цикла)

Напряжение кручения (амплитуда переменных и постоянных составляющих цикла)

Находим максимальное эквивалентное напряжение по формуле:

где - коэффициент перегрузки;

и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Зависят от механических характеристик материала.

Пределы выносливости (где - предел прочности стали 45)

- масштабный фактор

- фактор шероховатости поверхности

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе

- коэффициент концентрации напряжений при кручении

Запас сопротивления усталости по изгибу:

;

Запас сопротивления по кручению:

;

Запас сопротивления усталости

Другие сечения проверять нет смысла (на шпоночном пазу под муфтой) так как диаметр вала на 10 мм меньше, а в рассчитанном сечении запас получился трехкратным.

10. Расчет шпоночных соединений

Рисунок 6. Геометрия шпоночного соединения

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТу 23360-78.

Материал шпонок - саль 45

- предел текучести материала

Допускаемое напряжение смятия:

,

Где - допускаемый коэффициент запаса прочности;

.

Шпонка на входном валу

Диаметр вала d=30мм, момент на валу Т=120,6Нм



Шпонка под шестерней

Диаметр вала в месте посадки d=40мм, T=120,6Нм

Шпонка под колесом

Диаметр вала в месте посадки d=55мм, Т=655Нм

Шпонка на выходном валу (под муфтой)

Диаметр вала в месте посадки d=45мм, Т=655МПа

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание. В разработанном редукторе картерный способ смазывания.

Для удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают отверстие под пробку с цилиндрической резьбой. Под цилиндрическую пробку ставят уплотняющую прокладку из кожи, маслостойкой резины

Масло следует выбирать по окружной скорости и контактным напряжениям:

;

По контактному напряжению и окружной скорости выбираем вязкость масла, равную 34.

По кинематической вязкости выбираем масло И - 40А

Подшипники смазываем пластичной смазкой типа Литол - 24, которую закладываем в подшипниковые камеры при сборке.

Список литературы

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

2. Дунаев П.Ф, Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов, М.:Высш.шк., 2001

3. Чернавский С.А. Проектирование механических передач: учебно - справочное пособие для втузов-М.:Машиностроение, 1984, - 560с

4. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин-учебное пособие для техникумов.: - М.: Машиностроение, 1979. -351с

5. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3т.-М.:Машиностроение: - 1988

Размещено на Allbest.ru

...