Привод рабочей машины

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Предварительный расчет валов.

Вращающиеся валы редуктора испытывают переменное напряжение от изгиба и кручения, т.е. их расчет следует вести на выносливость по напряжениям изгиба и кручения.

Предварительный расчет заключается в определении диаметров выходных концов валов из условия прочности на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

где - расчетные напряжения, МПа,

Ткр - крутящий момент в сечениях вала, Н • мм,

W p= 0,2d3 - момент сопротивления кручению, мм3;

- пониженное допускаемое касательное  напряжение.

 Принимаем для валов сталь 45 . Остальные диаметры валов принимаются конструктивно.

4.1. Диаметры выходных концов валов

.

 

Быстроходный (ведущий) вал:  Ткр1=Т1=Тэд •u2 = 17,32•2,3 = 39,8Н•м

Принимаем стандартный диаметр dв1=20 мм  (табл. П 6.1).

Тихоходный (ведомый) вал:   Ткр2=Т2 = 184,7 Н•м

.

Принимаем стандартный диаметр  dв2=33 мм .

4.2. Размер сечения шпонок: на конце быстроходного вала устанавливается большой шкив клиноременной передачи, на конце тихоходного вала - полумуфта. Для передачи вращающих моментов со шкива на вал и с вала на полумуфту

служат призматические шпонки, размер сечений которых выбирается по диаметру вала (табл. П 6.2):

для  dв1 = 20 мм: bхh = 6х6мм;    t2 = 2,8мм;    t1 = 3,5мм;

для dв2 = 33 мм: bхh = 10х8 мм;    t2 = 3,3мм;    t1 = 5,0мм;

 4.3. На рис. 6.1 показана конструкция вала. Диаметры валов под крышками подшипников; в этих местах валы уплотняются манжетами (сальниками) для предотвращения выливания масла:

dм1≥ dв1+2t2 = 20+2•3,5 = 27 мм;

dм2≥ dв2+2t2 = 33 + 2•3,5 = 40 мм.

  Принимаем (табл, П 6.1) dм1 = 28 мм; dм2 = 36мм.

4.4. Диаметры валов под подшипником: каждый вал устанавливается в корпусе на двух радиальных шариковых подшипниках. Диаметры валов принимаем кратными пяти, увеличивая предыдущие диаметры dм2 и  dм2:

dп1  =30 мм;  dп2 = 40 мм.

Для вала шестерни предварительно принимаем подшипники легкой серии №207. вала колеса - особо легкой серии №110 (табл. П 8.1).

4. 5. Диаметры валов под шестерню и колесо: увеличиваем на 4÷6 мм предыдущие диаметры и округляем их до рекомендуемых (табл. П 6.1):

dш=36 мм: dк = 45 мм.

Сечения шпонок для этих диаметров (табл. П 6.2)

для dш = 36мм:  bхh = 10х8 мм;    t2 = 3,3мм;    t1 = 5,0мм;

для dk = 45 мм:  bхh = 14х8 мм;    t2 = 3,8мм;    t1 = 5,5мм;

Шестерня может изготовлена как целое с валом (вал-шестерня), или посадкой на шпонке, что зависит от величины перемычки металла между окружностью впадин зубьев df1 и шпоночным лазом.

Если , то принимается конструкция вал-шестерня.

, т. е. шестерня и вал изготовляются как единое целое.

4.6. Для фиксации колеса на валу в осевом направлении служит буртик,

диаметр которого dб≥ dk + (4÷6) мм = 49 ÷ 51 мм; принимаем dб = 50 мм.

4.7. Межопорные расстояния: расстояние между серединами подшипников для валов шестерни и колеса рассчитываются по формуле   

=b1+2A+2A1+B1,

где b1 = 70 мм - ширина шестерни (табл. 3.1);

А = 10 мм - расстояние между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса редуктора;

A1= 10 мм - расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и торцом подшипника;

B1= 17 мм - ширина подшипника №207 (табл. П 8.1);

Тогда  = 16+20+20+60 = 116 мм.

Расстояние от середины подшипника до середины шкива клиноременной передачи:

= 0,5(В 1+ bшк) + 30÷40 мм

где В1 = 17 мм - ширина подшипника,

bшк = 65 мм - ширина шкива (табл. 4.1).

Тогда  = 0,5(17 + 65) + 30÷40 = 63÷73 мм.

Для варианта с цепной передачей вместо bшк надо принять длину ступицы звездочки =1,6dв1=1,6•25=40мм.

Принимаем  = 116 мм; 1 = 68 мм

 

Рис.6.1. Конструкция тихоходного вала

4.8. Расчетные схемы нагружения валов

Схемы нагружения валов и оси координат показаны на рис. 6.2 (плоскость Оху в плоскости осей редуктора, ось Оz перпендикулярна к рисунку). На рисунке шестерня и колесо условно выведены из зацепления, показаны силы в зацеплении: окружная Ft, радиальная Fr, осевая Fa (эти силы на шестерне и колесе одинаковы, но противоположно направлены). На левом конце ведущего вала редуктора показана сила от ременной передачи FB. Силы в зацеплении зубчатых колес (табл. 3.1): Ft = 2315 Н, Fr =856 Н, Fа = 413 Н.

Сила FB = 1121 Н (табл. 4.1) направлена под углом к плоскости осей редуктора (Оху), ее составляющие по осям y и z:

Fвy = Fвz = Fcos45°=1121•0,7071 = 793 Н.

На рис. 6.2 б) показаны схемы нагружения ведущего вала в плоскостях Оху и Oxz.

 

 

 

 

 

 

Рис.6.2. Схемы нагружения валов

От осевой силы Fa на вал действует момент

,

где d1 = 50 мм, (табл, 3.1) - диаметр делительной окружности шестерни.

На рис. 6.2 в) показаны схемы нагружения ведомого вала в двух плоскостях.

 От осевой силы Fa на вал действует момент пары сил:

,

где d2 =256 мм, (табл. 3.1) - диаметр делительный колеса.

 6.9. Реакции в опорах (подшипниках) валов определяем из уравнений равновесия статики.

1. Ведущий вал, плоскость Оху.

Уравнения моментов:

Откуда

Проверка:

Реакции найдены правильно.

Ведущий вал, плоскость Охz. Уравнения моментов:

,

откуда

 

                 .

 

 

Реакции найдены правильно.

               Суммарные реакции в опорах:

2. Ведомый вал. Плоскость Охy.

 

Откуда:

 

Проверка:                    

Реакции найдены правильно.

Ведомый вал, плоскость Охz. В силу симметрии нагрузки

Суммарные реакции в опoрах С и D

 

10. Большие суммарные реакции RA = 1856H и RD = 526H используются при подборе подшипников.

.

 

 

 

 

 

 

5. Уточненный расчет ведомого вала

(для варианта с клиноременной  передачей)

5. 1. В сечениях вращающихся валов редуктора действуют переменные направления от изгиба и кручения. Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, касательные от кручения - по отнулевому

(пульсирующему).

Уточненный расчет на выносливость (усталость) состоит в определении коэффициентов запаса прочности nσ и для опасных сечений, определения суммарного n и сравнения с допускаемым [n]:

Предел выносливости конкретной детали (рис. 6.1) определяется пределом выносливости материала детали с учетом его снижения из-за концентраторов напряжений, масштабного фактора и шероховатости поверхности.

Предел выносливости материала вала находится по таблицам механических характеристик материалов или по эмпирическим формулам. Для углеродных сталей пределы выносливости: при изгибе σ-1= 0,43σпч. при кручении = 0,58σ-1 .

Тихоходный вал изготовлен из стали 45, термообработка - улучшение.

Примем = 710 МПа, σ-1= 0.43•710 = 305 МПа, = 0,58•305 = 177 МПа.

 Значения коэффициентов, характеризующих влияние асимметрии цикла на усталостную прочность детали, примем Ψσ =0,2 и   = 0,1.

5.2. Коэффициенты снижения предела выносливости. Диаметр вала под колесом

dk = 45 мм, шпоночный паз bxh = 16x10 мм, t1 = 6,0 мм, t2 = 4,3 мм. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (табл. П 7.1)   Кσ = 1,89; =1,71. Коэффициенты масштабного фактора (табл. П 7.1) , =0,72. Коэффициент состояния поверхности β = 0,95.

5.3. Коэффициенты снижения пределов выносливости для детали (для сконструированного вала)

5.4. Пределы выносливости вала

5.5 Построение эпюр крутящего и изгибающих моментов. Используются схемы нагружения вала (рис. 6.2) и значения найденных реакций опор (п. 6.9.2).

Крутящий момент на валу равен вращающему моменту Ткр2 = Т2 = 184,7 Н •м. Эпюра крутящего момента на рис. 7.1 а). Эпюры изгибающих моментов (рис. 7.1)

Плоскость Оху (изгибающий момент Mz) Величина моментов:

МzС=0;

Проверка:

МzD = 0.

 

Эпюра изгибающих моментов Мz на рис. 7.1б).

Плоскость Oxz (изгибающий момент Му):

МyС=МyD =0.

Эпюра изгибающих моментов Мy на рис. 7.1 в)

Ординаты суммарной эпюры изгибающих моментов:

МС = MD=0;

Эпюра суммарных моментов на рис. 7.1г).

Рис. 7.1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов

 

Как следует из эпюры, опасное сечение на валу в середине между опорами

(место посадки колеса  на вал): Мизг = Мк = 56 Н•м;  Ткр = 184,7 Н•м.

7.6. Моменты сопротивления

кручению:

 

изгибу:

 

7.7. Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

5.8 Амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных напряжений

5.9 Коэффициенты запаса

по нормальным напряжениям:

по касательным напряжениям:

5.10. Результирующий коэффициент запаса

.

 

Условие прочности n > [n] выполнено с запасом. В принципе, следовало уменьшить все диаметры тихоходного вала, например, на 5 мм и повторить расчет до достижения [n]. В настоящем проекте повторный расчет не проводится.

.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Подбор подшипников

Для обоих валов принимаем радиальные шариковые подшипники (табл. П 8.1.).

6.1. Быстроходный вал.

Принимаем подшипники легкой серии № 206 с характеристиками:

d= 30 мм, D = 62 мм, В = 16 мм; динамическая грузоподъемность

 С = 25,5 кН, статическая грузоподъемность С0 = 10 кН.

6.1.1. Эквивалентная нагрузка на подшипник: Fэ = (XVR + YFa)Kб•Kτ,

где R = RA=1856 Н максимальная радиальная реакция (п. 6.10.);

Fa = 270 Н - осевая сила в зацеплении колес;

V = 1 (вращается  внутреннее кольцо подшипника);

Кб = 1 (коэффициент безопасности при легких толчках и кратковременных перегрузках до 125%);

Кτ = 1 (коэффициент температуры при температуре до 125°С).

6.1.2 Отношение:           

Этой величине соответствует параметр осевого нагружения е = 0,21 (рис. П 8.1).

3. Отношение:

     Тогда X=1;Y=0 (по табл. П. 8.2).  Fэ=R=1856 Н.

 6.1.4. Расчетная долговечность в часах:

что превышает заданную по условию Lh=20 тыс. ч.

6.1.5.Проверка подшипника особо легкой серии №106, для которого С=13,3 кН, С0 = 6,8 кН.

что меньше заданного. Окончательно принимаем для быстроходного вала радиальные подшипники легкой серии №206

6.2. Тихоходный вал. Принимаем подшипник особо легкой серии №110:

d = 40 мм, D = 68 мм, В = 15 мм, С = 16,8кН, С0 = 9,3 КН.

6.2.1. Реакция в подшипнике и осевая сила:

R = RD = 967 Н; Fa = 270 H.

6.2.2. Отношение

  (рис. П 8.1).

6.2.3. Отношение

  тогда 

Эквивалентная нагрузка

6.2.4. Расчетная долговечность в часах:

что значительно превышает заданный срок службы.

Принимаем подшипник №108, так как более легкой серии нет.

.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7.Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: δ=0,025а+1=0,025·160+1=5 мм, принимаем δ=8мм; δ1 = 0,02а + 1=0,02·160+1=4,2мм, принимаем δ1 =8мм.

Толщина фланцей поясов корпуса и крышки:

b=1,5δ=1,5·8=12мм; b1=1,5δ1=1,5·8=12мм;

нижнего пояса корпуса

p=2,358δ=2,35·8=19мм; принимаем р=20мм

Диаметр болтов:

 Фундаментных -  d1=(0,03÷0,036)а+12=(0,03÷0,036)160+12=16,8÷17,8мм;

принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников - d2=(0,7÷0,75)d1=(0,7÷0,75)20=14÷15мм; принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом d3=(0,5÷0,6)d1=(0,5÷0,6)20=10÷12мм; принимаем болты с резьбой М12.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8.Выбор муфты

Муфта служит для соединения выходного вала редуктора и вала рабочего механизма. Муфта должна компенсировать отклонения от соосного и углового смещения соединяемых валов, вызванных погрешностями монтажа, а также деформациями валов от эксплутационных нагрузок и тепловых воздействий.

Примем в приводе муфту цепную однорядную (ГОСТ 20742-81) по вращаемому моменту на тихоходном валу Т2 = 296 Н•м по табл. П 9.1; ближайшая муфта имеет допускаемый момент [Т] = 250 Н • м (допускается кратковременная перегрузка при пуске электродвигателя до 25 %; ),

тип 1, исполнение 2 (табл. П 9.1) с характеристиками:

посадочный диаметр d = 40 мм;

наружный диаметр D = 140 мм;

длина муфты L = 222 мм;

длина полумуфты lм = 82 мм;

смещение валов: радиальное 0,3 мм; угловое - до 1°.

Материал полумуфты - сталь 45, HRC 40.

Можно использовать муфту зубчатую типа МЗ (табл. П 9.2).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9. Проверка прочности шпоночных соединений

В редукторе установлены три шпонки призматические со скругленными торцами: