Проектирование механического привода с одноступенчатым редуктором

 

10. Эскизная  компоновка редуктора.

 

Определяем диаметры хвостовиков:

=20-30 - крутящий момент, Н·м

Для шестерни:

 по ГОСТу 12080-66 =45 мм, l_хв1=110 мм

Для колеса:

 по ГОСТу 12080-66  =55 мм, l_хв2=110 мм

Размер корпуса: a=0,03· +1=11,65 мм

По справочнику Анурьева взяты диаметры хвостовиков и длины хвостовиков. Хвостовики взяты длинные. На валах каждый участок больше на 6 мм, а d_п кратен 5-ти. d_в2=82 мм, d_в1=72 мм. Тогда d_ст2=1,6·d_в2=131,2 мм

Параметры буртика на валу колеса:

h_б=(1/3-2/3)·h_ст, h_ст=27,6 мм, h_б=13,8 мм. Высота буртика – 8 мм, диаметр буртика – 13,8·2+82=109,6 мм.

Параметры буртика на валу шестерни:

h_б=(1/3-2/3)·h_ст, h_б=13,8 мм. Высота буртика – 8 мм, диаметр буртика – 72+11·2=94 мм.

Параметры подшипников:

d_п1=60 мм, d_п2=70 мм. По диаметрам выбираем параметры подшипников по ГОСТ 8338-75. Серия подшипников – средняя. Для шестерни – 312 серия, для колеса – 314 серия.

Параметры цилиндрической втулки:

h_вт≤2/3·h_к, толщина стенки втулки – 5 мм, h_к=8 мм.

Параметры колеса:

Толщина обода:

Толщина диска в колесе: с=0,4·b₂=0,4·180=72 мм

Диаметр обода: D₀=d_f2-2 =402,5 мм

Диаметр окружности, на которой  располагаются отверстия в диске:

Диаметр отверстия в  диске колеса:

Параметры крышек подшипников:

Привертный тип крышки. Материал – чугун СЧ20. Размеры взяты из ГОСТа 18511-73.

Крышки с пазами для  сальниковых войлочных колец.

Параметры шпонок:

Размеры шпонок взяты  из ГОСТа 23360-78.

11.Расчет быстроходного  и тихоходного вала.

11.1.Определение  реакций опор ведущего вала.

 

Определение консольной силы F_m1:

 

F_x=0 в прямозубых передачах.

 

Расстояния между точками  приложения активных и реактивных сил.

a=120 мм, b=120 мм, с=110 мм.

Рис. 1. Расчетная схема  ведущего вала:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Вертикальная плоскость XOZ:

Горизонтальная плоскость ХОY:

11.2. Построение  эпюр изгибающих моментов ведущего  вала.

 

Определение изгибающих моментов:

Условие выполняется.

 

Условие выполняется.

 

Суммы изгибающих моментов:

 

 

 

 

Рис. 2.Эпюра изгибающих моментов ведущего вала:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

M_max=301,557 Н·м

11.3. Проверочный  расчет ведущего вала.

 

Механическая характеристика материала  ведущего вала:

Марка стали: 45

Диаметр заготовки: любой

, , , , .

Коэффициенты: ,

 

Расчет на статическую прочность.

Ведущий вал – шестерня.

M_max=301,557 Н·м – максимальный изгибающий момент.

- коэффициент перегрузки.

Осевой момент сопротивления изгибу:

- диаметр вала.

Напряжения изгиба под действием  суммарного момента, возникающего от всех нагрузок:

- кратковременная наибольшая  осевая сила.

Напряжения растяжения или сжатия:

, А=0,004069 м² – площадь поперечного сечения вала.

Максимальные нормальные напряжения:

Полярный момент сопротивления:

Максимальный кратковременный  крутящий момент:

Касательные напряжения:

Определение запасов прочности  для опасных сечений:

По нормальным напряжениям:

По касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

 

Расчет на усталостную прочность (выносливость).

 

Результирующий изгибающий момент:

Амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Определение коэффициентов снижения пределов выносливости:

Для марки стали 45 , тогда при выполнении паза концевой фрезой. - эффективные коэффициенты концентраций напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы. =0,67 при d_в1=72 мм. - коэффициент влияния шероховатости поверхности. - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, поверхность вала не упрочняется.

 

Определение запасов прочности  по выносливости:

По нормальным напряжениям:

 

По касательным напряжениям:

Запас прочности по выносливости:

11.4. Определение реакций опор ведомого вала.

 

Определение консольной силы F_m1:

 

F_x=0 в прямозубых передачах.

F_m – консольная сила.

Расстояния между точками  приложения активных и реактивных сил.

a=121 мм, b=121 мм, с=111 мм.

 

 

 

 

 

Рис. 3. Расчетная схема ведущего вала:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Вертикальная плоскость XOZ:

Горизонтальная плоскость ХОY:

11.5. Построение  эпюр изгибающих моментов ведомого  вала.

 

Определение изгибающих моментов:

Условие выполняется.

 

Условие выполняется.

 

Суммы изгибающих моментов:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 4.Эпюра изгибающих моментов ведомого вала:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

M_max=414,994 Н·м

11.6. Проверочный  расчет ведущего вала.

 

Механическая характеристика материала  ведущего вала:

Марка стали: 45

Диаметр заготовки: любой

, , , , .

Коэффициенты: ,

 

Расчет на статическую прочность.

Ведущий вал – шестерня.

M_max=414,995 Н·м – максимальный изгибающий момент.

- коэффициент перегрузки.

Осевой момент сопротивления изгибу:

- диаметр вала.

Напряжения изгиба под действием  суммарного момента, возникающего от всех нагрузок:

- кратковременная наибольшая осевая сила.

Напряжения растяжения или сжатия:

, А=0,005278 м² – площадь поперечного сечения вала.

Максимальные нормальные напряжения:

Полярный момент сопротивления:

Максимальный кратковременный  крутящий момент:

Касательные напряжения:

Определение запасов прочности  для опасных сечений:

По нормальным напряжениям:

По касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

 

Расчет на усталостную прочность (выносливость).

 

Результирующий изгибающий момент:

Амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Определение коэффициентов снижения пределов выносливости:

Для марки стали 45 , тогда при выполнении паза концевой фрезой. - эффективные коэффициенты концентраций напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы. =0,67 при d_в2=82 мм. - коэффициент влияния шероховатости поверхности. - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, поверхность вала не упрочняется.

 

Определение запасов прочности по выносливости:

По нормальным напряжениям:

 

По касательным напряжениям:

Запас прочности по выносливости:

12. Проверка  прочности шпоночных соединений.

 

Рис. 5. Шпонка призматическая

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Шпонки выбираем по ГОСТу 23360-78. Для  шестерни: ширина b=20 мм, высота h=12 мм, длина l=120 мм, глубина на валу t₁=7,5 мм, глубина на втулке t₂=4,9 мм. Рабочая длина: l_р=l-b=120-20=100 мм. R=b/2=10 мм. Рабочая глубина паза K=7,5 мм. Материал шпонки Ст3. Для стали - 100 МПа.

Выбранная шпонка проверяется на смятие по формуле:

Для колеса: ширина b=22 мм, высота h=14 мм, длина l=120 мм, глубина на валу t₁=9 мм, глубина на втулке t₂=5,4 мм. Рабочая длина: l_р=l-b=120-22=98 мм. R=b/2=11 мм. Рабочая глубина паза K=9 мм. Материал шпонки Ст3. Для стали - 100 МПа.

Выбор шпонок на концах валов.

 

Для шестерни:

Выбираем по ГОСТу 23360-78. ширина b=14 мм, высота h=9 мм, длина l=70 мм, глубина на валу t₁=5,5 мм, глубина на втулке t₂=3,8 мм. Рабочая длина: l_р=l-b=70-14=56 мм. R=b/2=7 мм. Рабочая глубина паза K=5,5 мм. Материал шпонки Ст3. Для стали - 100 МПа.

Для колеса:

Выбираем по ГОСТу 23360-78. ширина b=16 мм, высота h=10 мм, длина l=80 мм, глубина на валу t₁=6,0 мм, глубина на втулке t₂=4,3 мм. Рабочая длина: l_р=l-b=80-16=64 мм. R=b/2=8 мм. Рабочая глубина паза K=6,0 мм. Материал шпонки Ст3. Для стали - 100 МПа.

13. Проверка  долговечности подшипников.

 

Ведомый вал.

 

Суммарные реакции в подшипниках:

R_max=6421,46 H. Для опор А и В приняты шариковые радиальные однорядные подшипники, 314 серия.

С=104000 Н – динамическая грузоподъемность. С₀=63000 Н

Приведенная динамическая нагрузка на опоры:

R=6421,464 Н – реакция более нагруженного подшипника.

K_T=1 – температурный коэффициент (t_раб<100⁰C)

=1,3 – коэффициент безопасности.

V=1 – коэффициент вращения для внутреннего кольца.

Расчетный срок службы подшипника:

, где Р=3 – показатель степени для шариковых подшипников.

=730 об/мин

 часов>6000 часов. Условие выполняется.

 

Ведущий вал.

 

Суммарные реакции в подшипниках:

R_max=5047,939 H. Для опор А и В приняты шариковые радиальные однорядные подшипники, 312 серия.

С=81900 Н – динамическая грузоподъемность. С₀=48000 Н

Приведенная динамическая нагрузка на опоры:

R=5047,939 Н – реакция более нагруженного подшипника.

K_T=1 – температурный коэффициент (t_раб<100⁰C)

=1,3 – коэффициент безопасности.

V=1 – коэффициент вращения для внутреннего кольца.

Расчетный срок службы подшипника:

, где Р=3 – показатель степени для шариковых подшипников.

=1460 об/мин

 часов>6000 часов. Условие выполняется.

14. Расчет основных  размеров корпуса редуктора.

 

Ориентировочные размеры основных элементов корпуса цилиндрического редуктора и его крепёжных деталей:

Толщина стенки корпуса редуктора:

  мм

Принята толщина стенки корпуса 11,65 мм

Толщина стенки крышки редуктора:

 мм

Принята минимально-допустимая толщина  стенки крышки 8 мм

Толщина верхнего фланца крышки и корпуса:

b = δ₁ = 8,1 мм

Принимаем толщину верхнего пояса фланца корпуса 8 мм

Толщина нижнего фланца крышки и корпуса:

b₁ = δ₁ = 8,1 мм

Толщину верхних и нижних фланцев, соприкасающихся с крышкой подшипника берем из соотношения: Н=(0,07…0,09·D_ф – минимальная толщина фланца.

Толщина нижнего пояса корпуса:

Р=2,35· δ=2,35·11,65=27,3775 мм

Толщина ребер основания корпуса:

m=(0,85…1)· δ=10,776 мм

Толщина ребер крышки:

m₁=(0,85…1)·δ₁=7,4925 мм

Диаметр фундаментальных болтов:

d₁=(0,03…0,036) · +12=23,715 мм

Диаметр болтов у подшипников:

d₂=(0,7…0,75) · d₁=12 мм

Диаметр болтов, соединяющих фланцы:

d₃=(0,5…0,6) · d₁=13,043

Расстояние от зубчатого колеса до стенки корпуса должно составлять не менее:

A=1,2· δ=13,98 мм

Уровень масла:

Максимальный: 1/6·d_a2=80,83 мм

Толщина ребра: δ=11,65 мм

Параметры сливной пробки: Диаметр  резьбы – 20 мм, шаг резьбы – 1,5, D=30, H=8, a=4, S=19.

Высоту буртика и ширину втулки у шестерни брали из соотношения  размеров буртика и втулки на колесе к размерам вала колеса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список литературы.

 

1. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.
2. Детали машин: Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. – М.: Машиностроение, 1979. – 367с.
3. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. – М.: Машиностроение, 2001. – 560с.
4. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа,  1985 – 415 с.