Расчет силовых и кинематических характеристик привода

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 3.  Основные параметры зубчатой передачи.

№ п/п	Наименование параметра  и размерность	Обозначение	Значение
1.	Момент на ведущем валу,	Т1	144,26
1.	Момент на ведомом валу,	Т2	471,15
2.	Частота вращения вала, – ведущего – ведомого	n1 n2	1440 406
3.	Межосевое расстояние, мм	aw	180
4.	Число зубьев – шестерни – колеса	z1 z2	35 125
5.	Модуль зубьев нормальный, мм	mn	2,25
6.	Передаточное число	U	3,55
7.	Материал колес, термообработка	40Х,  нормализация
8.	Твердость рабочих поверхностей зубьев – шестерни – колеса	НВ1 HB2	225 205
9.	Диаметры делительных  окружностей, мм – шестерни – колеса	d1 d2	78,8 281,3
10.	Ширина зубчатого венца, мм – шестерни – колеса	b1 b2	76 72

4. Разработка эскизной  компоновки

Эскизная компоновка редуктора  выполняется в два этапа. На первом этапе выявляется расположение деталей  в корпусе; определяются расстояния между деталями, ориентировочные  диаметры ступеней валов, месторасположение  опор и расстояния между средними плоскостями колес и опорами.

На втором этапе разрабатывается  конструкция колес, валов, подшипниковых  узлов и корпуса.

Последовательность  выполнения первого этапа эскизной компоновки (см. рис. 4).

По найденному межосевому расстоянию a_w наносим оси валов.

На осях валов вычерчиваем контуры  зубчатых колес диаметрами d_a1 и d_a2 и шириной b₁ и b₂.

На расстоянии D = 5 мм от торцов шестерни и окружности вершин зубьев колеса и D = 10 мм от окружности вершин зубьев шестерни до внутренней стенки корпуса очерчиваем внутренний обвод стенок корпуса.

Определяем диаметры отдельных  ступеней валов.

Основной  внешней силой, действующей на вал  редуктора с прямозубой цилиндрической передачей, является крутящий момент. Прочность вала, имеющего ступенчатую  конструкцию в соответствии с заданием, лимитируется его цилиндрическим концом, где поперечное сечение наменьшее. Диаметр цилиндрического конца вала, обеспечивающий его прочность при кручении, рассчитывают по формуле

,

 где  -допускаемые напряжения кручения, определяемые механическими свойствами материала вала, так, что

,

где - коэффициент, учитывающий как динамические условия работы, так и наличие шпоночного паза на валу. Рекомендуемое значение =3 – 5,8 . При этом

В большинстве  случаев (см. рис. 3 - 5) вал быстроходной ступени выполнен за одно целое с  шестерней, следовательно для него механические свойства материала уже определены. Материал вала зубчатых колес принимают ст35, 40,45 и др.. При выполнении расчетов будем принимать при необходимости сталь 40 Х.

В рассмотренном  примере для ведущего вала получим:

;

.

По ГОСТ 12080-66 принимаем  . У двигателя 4А180S4Y3 диаметр вала     d_дв = 55 мм. Для соединения электродвигателя и редуктора будем использовать муфту МУВП 250-38-2-25-2 У3 ГОСТ 21424-93. Согласно ГОСТ посадочные отверстия полумуфт могут иметь диаметры 32, 35, 36 или 38 мм. Окончательно принимаем .

Для ведомого вала из стали 40Х принимаем то же значения и рассчитываем

.

Принимаем стандартный  размер =38 мм.

Диаметры валов под подшипники определяем по формулам:

– для быстроходного вала ,

– для тихоходного вала ,

где  t – высота буртика вала для упора подшипника.

Принимаем значения t по рекомендациям в зависимости от диаметра вала:

– для быстроходного вала t = 2,2 мм,

– для тихоходного вала     t = 2,5 мм.

После подстановки получаем значения диаметров валов под подшипники:

  ,

.

Округляя полученные значения до стандартных  значений из ряда размеров для подшипников  качения, получаем:

,

.

По полученным значениям диаметров  валов под подшипники по ГОСТ 8338-75 выбираем радиальные шариковые подшипники легкой серии (d – диаметр внутреннего кольца, D – диаметр наружного кольца, В – ширина подшипника, r – размер фаски):

– для быстроходного вала подшипник  208: d = 40 мм, D = 80 мм, B = 18 мм,  
r = 2 мм.

– для тихоходного вала подшипник 209: d = 45 мм, D = 85 мм, B = 19 мм, r = 2 мм.

Диаметры буртиков валов для  упора подшипников определяем по зависимостям

,

.

Принимаем: , .

Диаметр вала под зубчатым колесом  принимаем равным

.

Диаметр буртика d_бк2 для упора зубчатого колеса

,

где  – размер фаски отверстия в ступице колеса.

Принимая размер фаски в зависимости от диаметра вала под колесом , получаем

.

Окончательно принимаем  .

Диаметр буртика вала для упора  шестерни не определяем, так как  шестерня выполняется заодно с валом.

Для нанесения внешних контуров подшипников решаем вопрос об их смазке. При окружной скорости в зацеплении 3 м/c < V < 15 м/c  принимается смазка подшипников масляным туманом. При этом рекомендуется подшипники отодвигать от внутренней стенки корпуса на величину е = 3…6 мм (из-за неровностей литой стенки корпуса). Принимая е = 5 мм, в местах расположения подшипников наносим их внешние контуры.

Определяем расчетные длины  валов (расстояния между центрами подшипников  l₁ и l₂, а также расстояния между сечениями колес, в которых приложены силы в зацеплении, и центрами подшипников a₁ и a₂). Для одноступенчатого редуктора принято симметричное расположение колес в корпусе.

Быстроходный вал:

l₁ = b₁ + 2·D + 2·e + B₁ = 76 + 2·5 + 2·5 + 18 = 114 мм  (В₁ – ширина подшипника 207);

a₁ = 0,5·l₁  = 0,5·114 = 57 мм.

Тихоходный вал:

l₂ = b₁ + 2·D + 2·e + B₂ = 76 + 2·5 + 2·5 + 19 = 115 мм   (В₂ – ширина подшипника 209);

a₂ = 0,5·l₂  = 0,5·88 = 57,5 мм.

Длины шеек быстроходного L_п1 и тихоходного L_п2 валов с номинальными диаметрами d_п1 = 40 мм и d_п2 = 45 мм на данном этапе компоновки определяем по приближенным зависимостям:

L_п1 = 1,5·d_п1 = 1,5·40 = 60 мм;

L_п2 = 1,25·d_п2 = 1,25·45 = 56,25 мм.

4.8. Длины выходных цилиндрических  концов валов с диаметрами  d_1min = 32 мм и d_2min = 38 мм принимаем по ГОСТ 12080-66:

l_1цк =  58 мм;  

l_2цк =  58 мм.

5. Расчет шпоночных соединений

5.1. Расчет шпоночного соединения  вала с колесом.

По диаметру вала под колесом  d = 60 мм  подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78, ширина которой b = 18 мм, высота h = 11 мм, глубина паза вала t₁ = 7 мм (рис.).

Рис. К расчету шпоночных соединений

Минимальная рабочая длина шпонки определяется из условия прочности  на смятие ее боковых граней

, (14)

где – допускаемое напряжение на смятие; при стальной ступице [8].

Подставляя значения параметров в  формулу (14), получаем

.

Полная длина шпонки со скругленными торцами равна

.

Длина ступицы при отношении

принимается равной ширине венца зубчатого колеса, т.е. .

Конструктивную длину шпонки принимаем из ряда стандартных значений длин шпонок по ГОСТ  23360-78.

Таким образом, шпонка для соединения вала с колесом – 18х11х70 ГОСТ 23360-78.

5.2. Расчет шпоночного соединения входного вала с муфтой.

По диаметру конца входного вала d = 32 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ  23360-78 с параметрами:  
b = 10 мм, h = 8 мм, t₁ = 5 мм.

Полная длина шпонки принимается  в зависимости от длины конца  вала l_{к вала}

,

где  l_{к вала} = 58 мм – длина конца вала.

Определяем рабочую длину шпонки со скругленными торцами

.

Проверим выполнение условия прочности  на смятие боковых граней выбранной  шпонки по зависимости [8]

.

Так как условие прочности шпонки длиной l_p = 38 мм выполняется, то окончательно принимаем конструктивную длину шпонки из ряда стандартных значений длин шпонок по ГОСТ  23360-78: .

Таким образом, шпонка для соединения входного вала с муфтой – 10х8х40  
ГОСТ 23360-78.

 

 

 

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

 

1. Курсовое проектирование  деталей машин /Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева. - Л. : Машиностроение, 1984. - 400 с .

2. Анурьев В.И. Справочник  конструктора - машиностроителя. М.: Машиностроение. 1979 . Т. 1. 728 с. ; Т. 2. 559 с. ; Т. 3. 557 с .

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

4. Гжиров Р.И. Краткий справочник конструктора. - Л . : Машиностроение. 1983 . - 464 с.

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.  Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для машиностроительных  вузов. М.: Высшая школа, 1985.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Эскизная компоновка.