Курсовая работа: Привод индивидуальный

ФЕДЕРАЛНОЕ АГЕНСТВО ПО КУЛЬТУРЕ И КИНЕМАТОГРАФИИ

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

УНИВЕРСИТЕТ КИНО И ТЕЛЕВИДЕНИЯ

Кафедра механики

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

на тему «Привод индивидуальный»

Санкт-Петербург

2009г.

Содержание

Техническое задание на курсовое проектирование.

1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

3 Расчет тихоходной ступени привода

3.1 Проектный расчет

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

4 Расчет быстроходной ступени привода

5 Проектный расчет валов редуктора

5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

5.3 Расчет промежуточного вала редуктора

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

6.1 Шпонки быстроходного вала

6.2 Шпонки промежуточного вала

6.1 Шпонки тихоходного вала

7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

8 Выбор и проверочный расчет подшипников

9 Выбор масла, смазочных устройств

Список использованной литературы

Техническое задание на курсовое проектирование

Механизм привода

1- электродвигатель;

2- муфта упругая;

3- редуктор зубчатый цилиндро-червячный;

4- передача зубчатая цилиндрическая;

5- передача червячная;

6- муфта;

7- исполнительный механизм.

Вариант 10

Потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Т_им =11Нм;

Угловая скорость вала ИМ ω_им =12с^-1 .

Разработать:

1- сборочный чертеж редуктора;

2- рабочие чертежи деталей тихоходного вала: зубчатого колеса, вала, крышки подшипника.

1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Исходные данные:

- потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Т_им =11Нм;

- угловая скорость вала ИМ ω_им =12с^-1 ;

Определяем мощность на валу ИМ N_им = Т_им х ω_им =11х12=132Вт.

Определяем общий КПД привода по схеме привода

η_общ =η_зп η_чп η_м η_п (1.1)

где [1, с.9,10]: η_зп =0,97- КПД зубчатой цилиндрической передачи;

η_чп =0,8- КПД червячной передачи;

η_м =0,98² – потери в муфтах;

η_п =0,99⁴ - коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках 4-х валов.

Сделав подстановку в формулу (1.1) получим:

η_общ. =0,97*0,85*0,98² *0,99⁴ =0,7

Определяем потребную мощность электродвигателя [1,с.9]

N_эд ≥N_им /η_общ. (1.2)

где N_эд – требуемая мощность двигателя:

N_эд =132/0,7=188,6Вт

Выбираем электродвигатель [1,с.18,табл.П2]

Пробуем двигатель АИР56В2: N_дв. =0,25кВт;

Синхронная частота вращения n_дв =3000об/мин; S=8%.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (5) [1,c.11]:

n_ном =n_дв ·(1-S/100);

n_ном =3000·(1-0,08);

n_ном =2760 об/мин

Определяем угловую скорость вала двигателя

ω_дв =πn_дв /30=π*2760/30=289рад/с;

Определяем общее передаточное число привода

U=ω_дв. /ω_им =289/12=24,1

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

U_общ. =U₁ · U₂ ; (1.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.2.3]: U₂ =10;

Тогда U₁ = U_общ. /U₂ ; U₁ =2,4. Принимаем U₁ =2,5. Тогда U_общ. =25

Принимаем окончательно электродвигатель марки АИР56В2.

Угловые скорости определяем по формуле

ω=πn/30 (1.4)

Рис.1 Схема валов привода

1 – быстроходный вал;

2 – промежуточный вал;

3 – тихоходный вал.

По схеме валов (рис.1) и формуле (1.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n₁ = n_ном.

ω₁ = ω_дв =289рад/с;

n₂ = n_ном /U₁ =2760/2,5=1104об/мин;

ω₂ =πn₂ /30=π*1104/30=115,6 рад/с;

n₃ = n₂ /U₂ =1104/10=110,4 об/мин;

ω₃ =πn₃ /30=π*110,4/30=11,5 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

N₁ =N_дв η_м =0,25*0,98=245Вт;

N₂ =N₁ η_зп η_п ² =245*0,97*0,99² =233Вт;

N₃ =N₂ η_чп η_п =233*0,8*0,99=184,5Вт;

N_им =N₃ η_м =224*0,98=181Вт.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формулам [1,с.12,14]:

; Т₂ =Т₁ •U₁ ;

Т₃ =Т₂ •U₂ ; (1.5)

Т₁ =245/289=0,85 Н•м;

Т₂ =0,85•2,5=2,1 Н•м;

Т₃ =2,1•10=21 Н•м.

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Таблица 1

Параметры кинематического расчета

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Выбираем материал для шестерни, червяка и колеса по табл.3.2 [4,c.52]:

шестерня и червяк– сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,

колесо - сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.

Для выбора марки материала червячного колеса рассчитаем скорость скольжения

, (2.1)

где Т – вращающий момент на валу червячного колеса,

ω – угловая скорость тихоходного вала,

U – передаточное число.

Подставив значения в формулу 2.1 получим:

;

v_s =2,2 м/с.

В соответствии с табл. 3.5 [4] для червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль с σ_в =500Н/мм² и σ_т =230Н/мм² .

Определяем допускаемое контактное напряжение для стальных деталей по формуле [4,c.53]:

(2.2)

где σ_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К_HL – коэффициент долговечности;

[S_H ] – коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: К_HL =1; [S_H ] =1,1.

Определяем σ_Hlimb по табл.3.1[4,c.51]:

σ_Hlimb =2НВ+70; (2.3)

σ_{Hlimb 1} =2×270+70; σ_{Hlimb 1} =610МПа;

σ_{Hlimb 2} =2×250+70; σ_{Hlimb 1} =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим

; МПа;

; МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле [4,c.53]:

(2.4)

;

МПа.

Определяем допускаемые напряжения по по табл.3.1[4,c.51]:

[σ]_Fo =1,03НВ;

[σ]_{Fo 1} =1,03x270=281МПа;

[σ]_{Fo 2} =1,03x250=257МПа.

Определяем допускаемое контактное и изгибное напряжения для червячного колеса по формулам табл. 3.6 [4,c.58]:

[σ]_Н =250-25v_s , [σ]_F =(0,08σ_в +0,25 σ_т ) (2.5)

[σ]_Н =250-25∙2,2=195Н/мм² ;

[σ]_F =(0,08∙500+0,25∙230)=97,5Н/мм² .

3 Расчет тихоходной ступени привода

3.1 Проектный расчет

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле [4,c.74]:

(3.1)

где Т – вращающий момент на колесе ,Т₃ =21 Нм (см. табл.1).

Подставив значения в формулу (3.1) получим:

Принимаем окончательно по ГОСТ6636-69 [4,табл.13.15]

Число витков червяка Z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа.

При U = 10 принимаем Z₁ = 4.

Число зубьев червячного колеса Z₂ = Z₁ xU = 4 x 10 = 40.

Определяем модуль [4,c.74]:

m_n =(1,5…1,7)·а_w /z₂ ; (3.2)

m_n =(1,5…1,7)·50/40.

Принимаем модуль m_n =2мм . Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка [4,c.75]:

q=(0,212…0,25) z₂ ;

Принимаем модуль q=8.

Определяем основные размеры червяка и червячного колеса по формулам [4,c.76]:

Делительный диаметр червяка

Диаметры вершин и впадин витков червяка

Длина нарезной части шлифованного червяка :

Принимаем b₁ =28мм .

Делительный угол подъема

γ=arctg(z₁ /q);

γ=arctg(4/8);

γ=26°33'54''.

Делительный диаметр червячного колеса

Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса

Наибольший диаметр червячного колеса

Ширина венца червячного колеса

Принимаем b₂ =28мм

Окружная скорость

червяка -

колеса -

Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]:

- окружные

(3.7)

- радиальные

; где γ=26°33'54'' - угол подъема витка; (3.8)

-осевые

(3.9)

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

Таблица 2

Параметры червячной передачи тихоходной ступени

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений производим по формуле [4, c.77]:

; (3.10)

где: К – коэффициент нагрузки, при окружной скорости колеса менее 3м/с К=1.

Определяем ∆σ_Н

;

; недогрузки, что допускается.

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Расчетное напряжение изгиба в основании ножки зубьев колеса [4,с.78]:

; (3.11)

где: Y_F – коэффициент формы зуба колеса, Y_F =1,55 [4,табл.4.10].

Подставив значения в формулу получим:

;

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

Определяем ∆σ_F

;

Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.

Таблица 3

Параметры проверочных расчетов

4 Расчет быстроходной ступени привода

Межосевое расстояние для быстроходной ступени для того, чтобы корпус редуктора был разъемным по осям валов принимаем равным 50мм. а=50мм. Определяем модуль [2,c.36]:

m_n =(0,01…0,02)·50;

m_n =0,5…1;

Принимаем m_n =1.

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

z_Σ =2а/m_n ;

z_Σ =2·50/1; z_Σ =100

Принимаем z_Σ =100.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z₁ = z_Σ /(U₁ +1); z₁ =100/(2,5+1);

z₁ =28,5; принимаем z₁ =28.

Тогда z₂ = z_Σ -z₁ =100-28=72

Фактическое передаточное соотношение U₁ =72/28=2,57

Отклонение передаточного числа от номинального незначительное.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [2,c.37]:

d₁ =m_n ·z₁ =1х28=28мм;

d₂ =m_n ·z₂ =1х72=72мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [2,c.37]:

; ;

; ;

;

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

Определяем окружные скорости колес

; м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 7А [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]:

- окружная

;

Н;

- радиальная

; где α=20° - угол зацепления;

; Н;

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.4.

Таблица 4

Параметры зубчатой передачи быстроходной ступени

5 Проектный расчет валов редуктора

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора по закону равенства действия и противодействия. Для этого мысленно расцепим шестерни и колеса редуктора, при этом дублирующий вал не учитываем.

Схема усилий приведена на рис.1.

Рис.2 Схема усилий, действующих на валы редуктора.

Из табл.1,2,4 выбираем рассчитанные значения:

Т₁ =0,85 Нм; Т₂ =2,1 Нм; Т₃ =21 Нм;

F_{t 1} = F_{t 2} =58,3 Н; F_{t 3} =262,5 Н; F_{t 4} =525 Н; F_{r 1} = F_{r 2} =21,2 Н;

F_{r 3} = F_{r 4} =262,5 Н; d₁ =28мм; d₂ =72мм; d₃ =16мм; d₄ =80мм.

F_{m 1} и F_{m 1} – консольные силы от муфт, которые равны [4, табл.6.2]:

; ;

Н; Н.

R_x и R_y – реакции опор, которые необходимо рассчитать.

Так как размеры промежуточного вала определяются размерами остальных валов, расчет начнем с тихоходного вала.

5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] σ_в =730Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² .

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой израсчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [τ_к ]=(20…25)МПа

Принимаем [τ_к ]=20МПа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а 20 (ГОСТ6636-69): мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.3), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.

Рис.3 Приближенная конструкция тихоходного вала

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под колесо;

мм – диаметр буртика;

b₄ =28мм.

Учитывая, что осевые нагрузки на валу имеются предварительно назначаем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные серии диаметров 2 по мм подшипник №46205, у которого D_п =52мм; В_п =15мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры: W=20мм; l_м =20мм; l₁ =35мм; l=60мм; с=5мм.

Определим размеры для расчетов: l/2=30мм;

с=W/2+ l₁ + l_м /2=55мм – расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет тихоходного вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.4). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

ΣМ_{2 y} =0; R_Fy ·0,06-F_{r 4} ·0,03=0

R_Fy = 262,5·0,03/ 0,06;

R_{Е y} = R_Fy =131Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках: М_1у =0; М_2у =0; М_3у = R_{Е y} ·0,03; М_3у =4Нм² ; М_3у =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм² (рис.3)

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

ΣМ_{4 x} =0; F_{m 2} ·0,115- R_{Е x} ·0,06+ F_{t 4} ·0,03=0;

R_{Е x} =( 1145·0,115+ 525·0,03)/ 0,06;

R_{Е x} =4820Н;

ΣМ_{2 x} =0; -F_{m 2} ·0,055+ F_{t 4} ·0,03+ R_Fx ·0,06=0;

R_Fx = (1145·0,055- 525·0,03)/ 0,06;

R_Fx =787Н.

Определяем изгибающие моменты:

М_1х =0;

М₂ = -F_{r 4} ·0,03

М_2х =-262,5·0,03;

М_2х =-8Нм;

М_{3хслева} =-F_{m 2} ·0,085-R_Ех ·0,055;

М_{3хслева} ==-1145·0,085-787·0,03;

М_{3хслева} =-121Нм;

М_3х =- R_{E х} ·0,055;

М_3х =- 4820 ·0,03;

М_3х =- 144;

М_4х =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х .

Рис.4 Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала

Крутящий момент Т_1-1 = Т_2-2 = Т_3-3 = T₃ =21Нм; T_4-4 =0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

; ; Нм² .

Эквивалентный момент:

; ; Нм² .

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

Схема усилий, действующих на быстроходный вал представлена на рис.2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] σ_в =730Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² .

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой израсчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [τ_к ]=(20…25)Мпа

Принимаем [τ_к ]=20Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а 10 (ГОСТ6636-69): мм.

Намечаем приближенную конструкцию быстроходного вала вала редуктора (рис.5), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под ступицу шестерни;

мм – диаметр буртика;

b₁ =15мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник №100, у которого D_п =26мм; В_п =8мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=14мм; l_м =16мм; l₁ =25мм; l=60мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм; с=W/2+ l₁ + l_м /2=40мм – расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет быстроходного вала на изгиб с кручением.

Рис.5 Приближенная конструкция быстроходного вала

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.6). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

ΣМ_2y =0; R_{А y} ·0,06-F_r1 ·0,03=0 R_{А y} = 21,2·0,03/ 0,06; R_{А y} = R_{В y} =10,6Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М_1у =0;

М_2у =0;

М_3у = R_{А y} ·0,03;

М_3у =0,5Нм² ;

М_3у =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм² (рис.6).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

ΣМ_{4 x} =0; F_{m 1} ·0,1- R_{А x} ·0,06+ F_{t 1} ·0,03=0;

R_{А x} = (64,5·0,1+ 58,3·0,03)/ 0,06;

R_{А x} =137Н;

Рис.6 Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала

ΣМ_{2 x} =0; F_{m 1} ·0,02- F_{t 1} ·0,03+ R_{В x} ·0,06=0;

R_{В x} = (58,3·0,03- 64,5·0,02)/ 0,06;

R_{В x} =7,7Н

Определяем изгибающие моменты:

М_1х =0;

М₂ = -F_{m 1} ·0,04

М_2х =-64,5·0,04;

М_2х =-2,6Нм;

М_{3хсправа} =-F_{m 1} ·0,1+R_Вх ·0,03;

М_{3хсправа} ==-64,5·0,1+7,7 ·0,03;

М_{3хсправа} =-6,2Нм;

М_3х =- R_Ах ·0,03;

М_3х =- 137 ·0,03;

М_3х =- 4,1;

М_4х =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х . Крутящий момент

Т_1-1 = Т_2-2 = Т_3-3 = T₁ =0,85Нм;

T_4-4 =0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

; ; Нм² .

Эквивалентный момент:

; ; Нм² .

5.3 Расчет промежуточного вала - червяка

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] σ_в =730Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² ; Н/мм² .

Определяем диаметр выходного конца червяка израсчёта на чистое кручение

;

где [τ_к ]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [τ_к ]=20Мпа.

; мм.

Принимаем d_в =8мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник 10мм.

Намечаем приближенную конструкцию червяка (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм

Рис.7 Приближенная конструкция промежуточного вала

х=8мм;

W=20мм;

r=2,5мм;

b₂ =18мм;

b₃ =28мм.

Расстояние l определяем из суммарных расстояний тихоходного и быстроходного валов с зазором между ними 25…35мм.

l=60+30+30=120мм.

l₁ =30мм; l₂ =30мм.

Учитывая, что осевые нагрузки на валу имеются предварительно назначаем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные серии диаметров 1 по мм подшипник №36100К6, у которого D_п =26мм; В_п =8мм [4,табл.К27].

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

åМ_Су =0;

-R_{D у} ·0,09+F_{r 3} ·0,03+F_{r 2} ·0,12=0

R_Dy =(262,5·0,03+21,2·0,12)/ 0,09;

R_Dy ==116Н.

åМ_{D у} =0;

R_Cy ·0,09- F_r3 ·0,06+ F_r2 ·0,03=0;

R_Cy =(262,5·0,06-21,2·0,03)/ 0,09;

R_Cy =168Н.

Назначаем характерные точки 1, 2, 3, и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у =0;

М_2у =-R_Cy ·0,03;

М_2у =-5Нм;

М_{3услева} =-R_Cy ·0,09+F_{r 3} ·0,06;

М_{3услева} =0,6Нм

М_{3усправа} = F_{r 2} ·0,03;

М_{3усправа} = 0,6Нм

М_4у =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм (рис.8).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

åМ_Сх =0;

R_Dx ·0,09-F_t3 ·0,03-F_t2 ·0,12=0;

R_Dx =( 262,5·0,03+ 58,3·0,12)/0,09;

R_Dx =87,5Н;

åМ_{D х} =0;

R_Cx ·0,09- F_t3 ·0,06-F_t2 ·0,03=0;

R_Cx =(262,5·0,03+58,3·0,06)/ 0,09;

R_Cx =126Н.

Назначаем характерные точки 1, 2, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_{1 x} =0;

М_{2 x} =-R_Cx ·0,03;

М_{2 x} =-3,8Нм;

М_{3 x слева} = -R_Cx ·0,09-F_{t 3} ·0,06;

М_{3 x слева} =-27Нм;

М_{3 x справа} = F_{t 2} ·0,03;

М_{3 x справа} =1,7Нм;

М_4у =0.

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм (рис.8)

Рис.8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.

Крутящий момент

Т_1-1 =0;

Т_2-2 =-Т_3-3 =- T₂ =-2,1Нм;

Т_4-4 =0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

; ; Нм.

Эквивалентный момент:

; ; Нм.

Все рассчитанные значения сводим в табл.5.

Таблица 5

Параметры валов

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4]. Обозначения используемых размеров приведены на рис.9.

Рис.9 Сечение вала по шпонке

6.1 Шпонки быстроходного вала

Для выходного конца быстроходного вала при d=6 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=2x2 мм² при t=1,2мм (рис.9).

При длине ступицы полумуфты l_м =16 мм выбираем длину шпонки l=14мм.

Материал шпонки – сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

(6.1)

где Т – передаваемый момент, Н×мм; Т₁ =0,85 Н×м.

l_р – рабочая длина шпонки, при скругленных концах l_р =l-b,мм;

[s]_см – допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s]_см =110…190 Н/мм² ) вычисляем:

Условие выполняется.

Для зубчатого колеса вала при d=15 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=5x5 мм² при t=3мм, t₁ =2,3мм. Т₁ =0,85Нм.

При длине ступицы шестерни l_ш =15 мм выбираем длину шпонки l=12мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):

Условие выполняется.

6.2 Шпонки промежуточного вала

Для зубчатого колеса вала при d=8 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=2x2 мм² при t=1,2мм, t₁ =1мм. Т₂ =2,1Нм. При длине ступицы шестерни l_ш =18 мм выбираем длину шпонки l=14мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):

Условие выполняется.

6.3 Шпонки тихоходного вала

Передаваемый момент Т₃ =21Нм.

Для выходного конца вала при d= 18мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=6x6 мм² при t=3,5мм.

При длине ступицы полумуфты l_М =20 мм выбираем длину шпонки l=16мм.

Для червячного колеса тихоходного вала при d=30 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7мм² при t=4мм.

При длине ступицы шестерни l_ш =28 мм выбираем длину шпонки l=22мм.

С учетом того, что на ведомом валу устанавливается колесо из бронзы ([s]_см =70…90 Н/мм² ) вычисляем по формуле (6.1):

условие выполняется.

Таблица 6

Параметры шпонок и шпоночных соединений

7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

В соответствии с табл.5 наиболее опасным является сечение 3-3 тихоходного вала, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты. Исходные данные для расчета:

М_Иэкв = 146Нм;

М_И =144Нм;

Т_3-3 =21Нм;

d_в =30мм;

в=8мм – ширина шпонки,

t=4мм – глубина шпоночного паза,

l=22мм – длина шпонки.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.

Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [σ_-1 ]_и =60МПа:

мм; 30>23.

Условие соблюдается.

Определяем напряжения изгиба: σ_и =М_и /W;

где W – момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]:

;

мм³ ;

σ_и =144000/32448=4,4Н/мм² .

При симметричном цикле его амплитуда равна: σ_а = σ_и =4,4Н/мм² .

Определяем напряжения кручения: τ_к =Т_3-3 /W_к ;

где W_к – момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]:

;

мм³ ;

τ_к =21000/64896=0,3Н/мм² .

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

τ_а = τ_к /2=0,3/2=0,15Н/мм² .

Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала [4, с.258]:

(К_σ )_D =( К_σ /К_d + К_F -1)/ К_y ;

(К_τ )_D =( К_τ /К_d + К_F -1)/ К_y ; (7.1)

где К_σ и К_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

по табл.11.2 [4] выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой К_σ =1,6, К_τ =1,4;

К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по табл.11.3 [4] выбираем К_d =0,75;

К_F - коэффициент влияния шероховатости, по табл.11.4 [4] выбираем для шероховатости R_а =1,6 К_F =1,05;

К_y - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.4 [4] выбираем для закалки с нагревом ТВЧ К_y =1,5.

Подставив значения в формулы (7.1) получим:

(К_σ )_D =( 1,6/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,45;

(К_τ )_D =( 1,4/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,28.

Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:

(σ_-1 )_D =σ_-1 /(К_σ )_D ; (τ_-1 )_D =τ_-1 /(К_τ )_D ; (7.2)

где σ_-1 и τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, по табл.3. [4] σ_-1 = 380Н/мм² , τ_-1 ≈0,58 σ_-1 =220Н/мм² ;

(σ_-1 )_D =380/1,45=262Н/мм² ; (τ_-1 )_D =220/1,28=172 Н/мм² .

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям 4, c263]:

s_σ =(σ_-1 )_D / σ_а ; s_τ =(τ_-1 )_D / τ_а . (7.3)

s_σ =262/ 4,4=59; s_τ =172/ 0,15=1146.

Определяем общий коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям [4, c263]:

(7.4)

где [s]=1,6…2,1 – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Сопротивление усталости вала в сечении 3-3 обеспечивается, расчет остальных валов не проводим, т.к. расчет проведен на самом опасном сечении, и коэффициент запаса прочности значительно превышает допустимый.

8 Выбор и проверочный расчет подшипников

Предварительно выбранные подшипниками с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.7.

Таблица 7

Параметры выбранных подшипников

Подшипники устанавливаем по схеме «враспор». Пригодность подшипников определяем по условиям [4, c.129]:

С_р ≤С; L_р ≥L_h ;

где С_р – расчетная динамическая грузоподъемность;

L_h – требуемая долговечность подшипника, для зубчатых редукторов L_h =10000ч.

; [4, c.129] (8.1)

где ω – угловая скорость соответствующего вала (см. табл.1); m=3 для шариковых подшипников; R_Е – эквивалентная динамическая нагрузка, при отсутствии осевых усилий [4, табл.9.1]:

R_Е =V×R_А К_δ К_τ (8.2)

где K_d - коэффициент безопасности; K_d =1,1…1,2 [4, табл.9.4]. Принимаем K_d =1,1.

V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1

K_τ – температурный коэффициент; K_τ =1 (до 100ºС) [4, табл.9.4].

Определяем расчетную долговечность подшипников в часах [4, c.129]:

(8.3)

Подставив значения в формулы (8.1)-(8.3) проверяем подшипники.

Для быстроходного вала:

R_Е =137,4х1,1=151Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для промежуточного вала:

R_Е =1419х1,1=1560Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для тихоходного вала:

R_Е =4821х1,1=5300Н;

- условие выполняется.

- условие выполняется.

Окончательные параметры подшипников приведены в табл.7.

9 Выбор масла, смазочных устройств

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы червяк был в него погружен на глубину h_м (рис.10):

h_{м max} =(0,1…0,5)d₁ = 2…8мм;

h_{м min} = 2,2×m = 2×1 = 2,2мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Рис.10 Схема определения уровня масла в редукторе

Объем масляной ванны принимаем из расчета 0,5 л на 1кВт передаваемой мощности V = 0,5×N_дв = 0,5×0,25 = 0,125 л.

Контроль уровня масла производится круглым маслоуказателем, который крепится к корпусу редуктора при помощи винтов. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку в верхней части корпуса.

Выбираем смазочный материал. Для этого ориентировочно рассчитаем необходимую вязкость:

где ν₅₀ – рекомендуемая кинематическая вязкость смазки при температуре 50°С;

ν₁ =170мм² /с – рекомендуемая вязкость при v=1м/с для зубчатых передач с зубьями без термообработки;

v=4м/с – окружная скорость в зацеплении

Принимаем по табл.10.29 [4] масло И-220А.

Для обоих валов выберем манжетные уплотнения типа 1 из ряда 1 по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

Список использованной литературы

1. Основы конструирования: Методические указания к курсовому проектированию/ Сост. А.А.Скороходов, В.А Скорых.-СПб.:СПбГУКиТ, 1999.

2. Дунаев П.Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.

3. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Детали машин и основы конструирования, Минск: «Вышейшая школа», 2000.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк., 1991

5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н.Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999