Расчеты привода двигателя

.

После подстановки данных получим:

.

Найдем силы, действующие в зацеплении:

2.2 Расчет цепной передачи.

2.2.1 Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТ 13568 - 75) и определяем шаг; предварительно вычисляем величины, входящие в эту формулу:

а) вращающий момент на валу ведущей звездочки

б) коэффициент

В соответствии с исходными данными принимаем:

Следовательно,

в) числа зубьев звездочек:

ведущей

Ведомой

г) среднее значение [p] принимаем ориентировочно по табл. 7.18:

[p] = 20МПа; число рядов цепи m=1;

д) по формуле находим шаг цепи:

По табл. 7.15 принимаем ближайшее большее значение t=31,75мм; проекция опорной поверхности шарнира А_оп=262мм²; разрушающая нагрузка Q=88,5кН; q=3,8 кг/м;

2.2.2 Проверяем цепь по двум показателям

а) по частоте вращения - по табл. 7.17 допускаемая для цепи с шагом t=31,75 частота вращения [n₁] = 630 об/мин, условие выполнено;

б) по давлению в шарнирах - по табл. 7.18; для данной цепи при 180 об/мин значение [p] = 26,1 МПа, а с учетом примечания к табл. 7.18 [p] = 26.1[1+0.01(27-17)] = 28,7 МПа; расчетное давление по формуле (7,39)

здесь ,

где

Условие

2.2.3 Определяем число звеньев цени по формуле (7.36); предварительно находим суммарное число зубьев

Поправка

По формуле (7.36)

Округляем до четного числа L_t=121

2.2.4. Уточняем межосевое расстояние по формуле (7.37)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 12690,0045мм.

2.2.5 Определение диаметры делительного окружностей звездочек по формуле

Ведущей

Ведомой

2.2.6 Определяем диаметры наружных окружностей звездочек по формуле (7.35)

Здесь d₁ - диаметр ролика цепи; по табл. 7.15 d₁=22.2 мм;

Ведомой

2.2.7 Определяем силы, действующие на цепь

Окружная F_t=1348H (вычислена выше)

Центробежная

От провисания цепи ;

Расчетная нагрузка на валы

2.2.8 Проверяем коэффициент запаса прочности s по формуле (7.40)

Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [s]=10,1; условие выполнено.

3. Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов проводим на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения.

Допускаемое напряжение на кручение примем = 20 МПа.

3.1 Определим диаметр выходного конца быстроходного вала

Принимаем = 25мм.

Диаметр вала под подшипник принимаем d_п1 = 30мм.

Диаметр вала под шестерню принимаем d_ш1 = 35мм. Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют делать её заодно с валом.

3.3 Определим диаметр выходного конца тиходного вала:

Для выходного вала допускаемое напряжение на кручение с учетом действия цепной передачипринимаем = 20 МПа.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда d₂ = 35 мм.

Диаметр вала под подшипник принимаем d_п2 = 40 мм

Диаметр вала под зубчатое колесо принимаем d_к2 = 45мм.

4. Расчет шпоночных соединений

Шпонки призматические. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок сталь 45 ГОСТ 1050-88.

Напряжение смятия и условие прочности МПа:

Где:

T - величина крутящего момента на валу, Н*м;

d - диаметр вала, мм; редуктор муфта подшипник смазка

h - высота шпонки, мм

t₁ - глубина шпоночного паза на валу, мм;

l - длина рабочей части шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

Допускаемое напряжение смятия = 100 МПа

Входной вал:

На входном валу (d=25мм) под шкивом устанавливается шпонка размерами bxhxl=8x7x40, t₁=4 мм, T₂=42Hм

Выходной вал:

На валу устанавливается шпонки под колесом Z₄ (d=45мм, bxhxl=14x9x40мм, t₁=5,5мм), на выходном конце вала (d = 35 мм, bxhxl=10x8x35мм, t₁=5мм ).

Условие для всех элементов передач при расчете шпоночных соединений выполнено.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

5.1 Конструктивные размеры корпуса

Толщина корпуса и крышки

д = 0,025*а_w + 3 = 0,025*80 + 1 = 6 мм ? 8 мм

д₁ = 0,02*а_w + 3 = 0,02*8 + 1 = 5,0 мм ? 7 мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

b = 1,5*д = 1,5*8 = 12 мм

b₁ = 1,5*д₁ = 1,5*7 = 10 мм

нижнего пояса редуктора

р = 2,35*д = 2,35*8 = 19 мм ? 20 мм

Диаметр болтов:

Фундаментальных d₁ = (0,03 ч 0,036)a + 12 = (0,03ч0,036)*125 +12 = 15,9 ч17,2мм

принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку редуктора к корпусу

d₂ = (0,7 ч 0,75)*d₁ = (0,7 ч 0,75)*16 = 11,2 ч 12 мм, принимаем болты М12;

6. Расчёт долговечности подшипников

Для валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.

Для опор входного вала назначаются шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии №206 ГОСТ 8338-75 с размерами:

диаметр внутреннего кольца d= 30 мм,.

диаметр внешнего кольца D = 62 мм,

ширина В = 16 мм,

грузоподъёмность статическая С_о =10000 Н, динамическая С = 19500 Н.

Для опор выходного вала назначаются шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии №208 ГОСТ 8328-75 с размерами:

диаметр внутреннего кольца d= 40 мм,.

диаметр внешнего кольца D = 80 мм,

ширина В = 18мм,

грузоподъёмность статическая С_о =17800 Н, динамическая С =32000 Н.

Проверим долговечность подшипников выходного вала редуктора.

На вал действует силы:

окружные F_t2 =2006 H

радиальные F_r2 = 762 H

осевая F_a2 = 598H

Силу от действия цепной передачи принимаем равной F_ц =1046 Н

l₁= l₂=0,045м l₃=0,06м

Для определения горизонтальных реакций опор в плоскости XZ составим уравнение моментов относительно опоры А и В .

?M_А = R_ВX*(l₁ + l₂) - F_t2* l₁ = 0

?M_А = R_ВX*0,09 -2006*0,045 = 0 R_ВX =1003 H

?M_В = R_АX*(l₁ + l₂) - F_t2* l₂ = 0

?M_В = R_АX*0,09 -2006*0,045 = 0 R_АX =1003 H

Проверка ?F_Х = R_AX - F_t2+ R_BX = 0

?F_Х =1003 -2006+1003 = 0

Для определения вертикальных реакций опор в плоскости УZ составим уравнение моментов относительно опоры А и В.

?M_A=-R_BY*( l₁ + l₂) + F_r2 * l₁+ F_a2*d₂/2 + F_ц *( l₁ + l₂+ l₃) =0

?M_A = - R_BY*0,09+762*0,045 +598*0,144/2 +1046*0,15 = 0 R_BY = 2883 H

?M_В=-R_АY*( l₁ + l₂) - F_r2 * l₂+ F_a2*d₂/2+ F_ц * l₃ =0

?M_В = - R_АY*0,09-762*0,045 +598*0,144/2+1046*0,06 = 0 R_AY = 1075 H

Проверка: ?F_y =R_AY- R_BY +F_r2 + F_ц = 0

1075- 2883+762+1046 = 0

Рис6.1 Схема действия сил выходного вала

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

М_xc = R_AУ* l₁ = 1075*0,045 = 48,4 Нм

М_xc = R_AУ* l₁- F_a2*d₂/2 = 1075*0,045-598*0,144/2 = 5,3 Нм

М_xв = F_ц * l₃ = 1046*0,06 = 62,8 Нм

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

М_уc = R_АХ* l₁ = 1003*0,045 = 45,1 Нм

Суммарные реакции

R_A = v R_AX² + R_AY² = v1003² + 1075 ² = 1485 H

R_B = v R_BX² + R_BY² = v1003² +2883² = 3049 H

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре

Эквивалентная нагрузка по формуле

Р_Э =(X*V* F_r + Y* F_A)* K_у*K_T

где K_у- коэффициент безопасности, K_у=1

K_T- температурный коэффициент, K_T=1

X- коэффициент радиальной нагрузки

Y-коэффициент осевой нагрузки

V- коэффициент, учитывающий вращение колес V=1

Отношение F_A/С₀ = 709/18600 =0,041, этой величине соответствует е= 0,23

Отношение F_A/V* F_r = 709/3780 =0,205 ? е, тогда Х= 1 Y=0

Р_Э =1* 3780* 1*1 = 3780 Н

Расчётная долговечность

L = (C/Р_Э)^10/3*10⁶/(60*n₃) > L_h

L_h - минимальная долговечность подшипников;

L_h =7008 ч.

L = (33,2/3,78)^10/3*10⁶/(60*202,2) =43*10³ >7008часов

Согласно ГОСТ 16162-85 долговечность приемлема.

7. Уточненный расчет валов

Расчёт выполняется в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимается в диапазоне [S] = 1,5ч2,5 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля.

Для каждого опасного сечения вычисляется

S = S_у*S_ф / v(S²_у + S²_ф) > [ S ]

где S_{у и} S_ф - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

S_у = у_-1 / (k_у*у_a/(е_у*в) + ш_у*у_m)

S_{ф =} ф_-1 / (K_ф*ф_a / (е_ф*в) + ш_ф*ф_m)

где у_a и ф_a - амплитуды напряжений цикла;

у_m и ф_m - средние напряжения цикла; ш_уD и ш_фD - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения;

у_-1, ф_-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба: для углеродистых сталей у_-1 = 0,43*у_в ф_-1 = 0,58* у_-1;

Ку, К_ф - эффективный коэффициент концентрации нормальных [2, табл.8.2 - 8.7] и касательных напряжений;

е_у, е_ф - масштабный фактор нормальных и касательных напряжений [2, табл.8.8]; в - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности (при Ra = 0,32 ч 2,5 мкм поинимаем в = 0,97 ч 0,9) [2, стр.162 ];

ш_у = 0,2, ш_ф = 0,1 - коэффициенты чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений [2, стр.162, 164];

[ S ] = 2,5 - допускаемое значение коэффициента запаса.

Приведём пример расчёта выходного вала.

Материал вала - сталь 45 нормализованная с пределом прочности у_В = 570 МПа [2, табл.3.3]. Пределы выносливости:

у_-1 = 0,43*570 = 246 МПа ф_-1 = 0,58*246 = 142 МПа

Концентрация напряжений обусловлена посадкой колеса на валу с гарантированным натягом (d_B = 45 мм).

Ку = 1,6; К_ф = 1,5 [2,табл.8.5] е_у = 0,63, е_ф = 0,58 [2, табл.8.8 ]

ш_у = 0,2 ш_ф = 0,1 Т₂ =180,4 Н м в = 0,98

Суммарный момент в сечении

М = (М_х² + М_у²)^1/2 = (45,1²+ 48,4²)^1/2 = 65,8 Н м

Момент сопротивления кручению:

W_{к нетто} = р*d³/16-b*t₁*(d-t₁)²/(2*d)

W_{к нетто} = р*45³/16-12*5*(45 - 5)²/(2*45) = 17824 мм³

Момент сопротивления изгибу:

W _нетто = р*d³/32-b*t₁*(d-t₁)²/(2*d)

W _нетто = р*45³/32-12*5*(45 - 5)²/(2*45)= 8935 мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

ф_a = ф_m = Т₃ / (2* W_{к нетто}) =135,8*10³ / (17824) = 7,6 МПа

Амплитуда нормальных напряжений:

у_a = М / W _нетто = 65,8*10³ /8935 = 7,4 МПа

Среднее напряжение у_m = 0

Коэффициенты запаса:

S_у = 246 / (1,6*7,4/(0,63*0,98) + 0,2*0) = 10

S_{ф =} 142 / (1,5*7,6/(0,58*0,98) + 0,1*6) = 7

Результирующий коэффициент запаса: S =10*7 v(10² + 7²)= 5,6> [ S ]

8. Выбор смазки

Для смазывания передачи используется картерная система. Картерная смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0б3 до 12,5 м/с.

В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес быстроходной и тихоходной ступени были в него погружёны. Допустимые уровни погружения колес в масляную ванну: h_M = 2m, где m - модуль зацепления. Чем медленнее вращение колеса, тем на большую глубину оно может быть погружено.

Требуемая вязкость масла определяется в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости колёс. При контактных напряжениях меньших 600 МПа и окружных скоростях 2…5 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость равна 28 мм²/с.[1, табл.11.1]. Ей соответствует масло марки И-Г-А-32 ГОСТ 20799 - 88.[1, табл.11.2 ]

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач.

9. Посадки основных деталей редуктора

Посадки основных деталей редуктора приведены в таблице.

10. Выбор муфты

Муфты выбираются по передаваемому валом крутящему моменту и диаметру. Для соединения привода с редуктором устанавливается упругая втулочно-пальцевая муфта .

Ф_Р = к* Ф₁ ? [Т]

где к=1,2

Ф_Р =1,2*36,1=43,7 Нм

Принимаем муфту с Т=63 Нм, d=25мм; D=120мм.

Муфта втулочно-пальцевая 120-25-1.1 ГОСТ 21424-81.

Библиографический список

1.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. М.:Высш.шк.,2000

2.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е изд., перераб.и доп. - М.: Машиностроение.

3. Кузькин А.Ю. Детали машин и основы конструирования. Курсовое проектирование деталей машин : учебное пособие/ НовГУ им. Ярослава Мудрого.-Великий Новгород, 2010.

4. Детали машин: Атлас конструкций/Под ред.Решётова Д.Н. Изд.5-е в двух частях. - М.: Машиностроение.1992

Размещено на Allbest.ru