Проектирование привода (стр. 2 из 5)
lраб = 2*443,75*103/(250*3,76*140) = 6,74 мм,
полная длина шпонки
l = lраб + b =6,74 + 12 = 18,74 мм.
Принимаем длину l = 40 мм, чтобы при монтаже не происходило опрокидывание шпонки.
4.2.Соединение с натягом:
Промежуточный вал – колесо
Соединение с натягом применяются для передачи момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения, распределенные по поверхности соединения. В цилиндрических косозубых передачах соединения вал – ступица нагружены изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызывает перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал – ступица могут оказаться равными нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие стыка, что недопустимо. Посадка с натягом должна быть выбрана из условия не раскрытия стыка.
4.2.1 Подбор посадки с натягом на промежуточном валу
1. Определим необходимое (минимальное) давление в соединение
р = 2*103*К*Тп/(p*d2*l*f),
Для предотвращения контактной коррозии или ее влияния предусматривают запас сцепления в соединении:
для колес промежуточных валов редукторов К = 4,5.
Тп = 54,62 Нм,
d = 36 мм,
l = 40 мм,
Осуществим сборку соединения (сталь - сталь) запрессовкой, тогда
f = 0,08.
р = 2*103*4,5*54,62/(3,14*362*40*0,08) = 38 МПа.
2. Минимальный расчетный натяг
d = 103*р*d*(С1/Е1 + С2/Е2),
где С1, С2 – коэффициенты жесткости:
С1 = [1 + (d1/d)2]/[1 – (d1/d)2] - m1,
С2 = [1 + (d/d2)2]/[ 1 - (d/d2)2] + m2,
Е – модуль упругости, для стали Е1 = Е2 = 2,1*105 МПа,
m - коэффициент Пуассона, для стали m1 = m2 = 0,3.
d1 = 0, так как вал не пустотелый.
d2 – условный наружный диаметр ступицы колеса.
d2 = 56 мм,
С1 = 1 – 0,3 = 0.7,
С2 =2,707,
d =38*36*103*(1,62*10-5) = 22,19 мкм.
3. Поправка на обмятие микронеровностей
u = 5,5*(0,8 + 1,6) =13,2 мкм.
4. Минимальный измеренный натяг
Он необходим для передачи вращающего момента:
[N]min³d + u = 35,36 мкм. (1)
5. Подбор посадки.
Т.к. [N]min = 35,36 мкм
следовательно посадка H7/u7.
6. Проверка прочности соединяемых деталей по [N]max
Т.к. посадка H7/u7 -> Npmax=78 мкм
следовательно dmax= 64,8 мкм.
dmax/d= Pmax/P
cледовательно Pmax = 38*(64,8/22,19) = 110,9 МПа.
7. Определение силы запрессовки
Fn=p*d*l*Pmax*f
Fn=40,5 КН.
4.2.2 Подбор посадки с натягом на тихоходном валу
8. Определим необходимое (минимальное) давление в соединение
р = 2*103*К*Тп/(p*d2*l*f),
Для предотвращения контактной коррозии или ее влияния предусматривают запас сцепления в соединении:
для колес тихоходных валов редукторов К = 3,5.
Тп = 184,9Нм,
d = 40 мм,
l = 41 мм,
Осуществим сборку соединения (сталь - сталь) запрессовкой, тогда
f = 0,08.
р = 2*103*3,5*184,9/(3,14*402*41*0,08) = 78,5 МПа.
9. Минимальный расчетный натяг
d = 103*р*d*(С1/Е1 + С2/Е2),
где С1, С2 – коэффициенты жесткости:
С1 = [1 + (d1/d)2]/[1 – (d1/d)2] - m1,
С2 = [1 + (d/d2)2]/[ 1 - (d/d2)2] + m2,
Е – модуль упругости, для стали Е1 = Е2 = 2,1*105 МПа,
m - коэффициент Пуассона, для стали m1 = m2 = 0,3.
d1 = 0, так как вал не пустотелый.
d2 – условный наружный диаметр ступицы колеса.
d2 = 60 мм,
С1 = 1 – 0,3 = 0.7,
С2 =2,9;
d =78,5*40*103*(1,74*10-5) = 53,82 мкм.
10. Поправка на обмятие микронеровностей
u = 5,5*(0,8 + 1,6) =13,2 мкм.
11. Минимальный измеренный натяг
Он необходим для передачи вращающего момента:
[N]min³d + u = 67,02 мкм. (1)
12. Подбор посадки.
Т.к. [N]min = 35,36 мкм
следовательно, посадка H8/x8.
13. Проверка прочности соединяемых деталей по [N]max
Т.к. посадка H8/x8 -> Npmax=125 мкм
следовательно dmax= 111,8 мкм.
dmax/d= Pmax/P
cледовательно Pmax =78,5*(111,8/53,82) = 163 МПа.
14. Определение силы запрессовки
Fn=p*d*l*Pmax*f
Fn=67,2 КН.
4.3. Сварное соединение:
Вид сварки: выбираем сварку ручную электродами повышенного качества.
Данный способ соединений применен в конструкции приводного вала, в частности сварного барабана. В данном случае примененяются специальные втулки к которым приваривается барабан, образуя единую конструкцию, что обеспечивает нам удобство сборки узла и простоту точения самого приводного вала при его изготовлении, в отличие от литого барабана.
Имеем тавровое соединение угловыми швами.
Соединение рассчитывается по касательным напряжениям, опасное сечение находится по биссектрисе прямого угла.
t = (Тб/2)/Wк£ [t’],
где [t’] – допускаемое напряжение при статической нагрузке для сварных швов. Определяется в долях от допускаемого напряжения растяжения соединяемых деталей;
Тб – вращающий момент на барабане, Тб = 443,72 Нм;
Wк – момент сопротивления при кручении.
Для полого круглого сечения
Wк = (p*D2*0,7*k)/4,
к – катет сварного шва, он находится в пределах 0,5*d£k£d ,
d – толщина меньшей из свариваемых заготовок, d = 8 мм;
к = 6 мм;
Wк = 3,14*662*0,7*6/4 =14368,6 мм3;
Так как сварка ручная электродами повышенного качества, то
[t’] = 0,65*[s]р,
[s]р = sт / S,
где S – коэффициент безопасности.
S = 1,35…1,6
В качестве материала используем сталь 3:
sт = 220 МПа, S = 1,4.
Тогда [s]р =220/1,4 = 157,14 МПа,
[t’] = 0,65*157,14 = 102,14 МПа.
t = (443,75*103/2)/14368,6 = 15,44 МПа.
Получили, что t = 15,44 МПа £ [t’] = 102,14 МПа.
5. Расчет подшипников качения на заданный ресурс.
5.1. Расчет подшипников на тихоходном валу
5.1.1. Определение сил, нагружающих подшипники
При проектировании тихоходного вала редуктора применили радиальные подшипники по схеме установки враспор.
Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормалей, проведенных через середины контактных площадок. Так как подшипники радиальные, то эта точка расположена на середине ширины подшипника.
1) Диаметр вала под подшипник
dп = 35 мм
) Диаметр вала под колесо
dк = 40 мм
3) Консольная сила действующая на вал
Fk = 3359 Н
4) Определение радиальных реакций в опорах
4.1) Радиальные реакции в горизонтальной плоскости
S М(F)1 = 0
Fr2x*l – Ft*l1 = 0
Fr2x = (2384*120,4)/156,2 = 1838,22 H
Fr1x= Ft- Fr2x
Fr1x = 2384 - 1838 = 546 H
4.2) Радиальные реакции в вертикальной плоскости
S М(F)1 = 0
-Fr2y*l +FА*0,5*d2 + FR*l1= 0
Fr2y = (484,5*77,5 + 885,5*36)/156,17 = 443,2 H
Fr1y = FR - Fr2y
Fr1y = 885 – 443,2 = 442,3 H
4.3) Радиальные реакции от консольной силы
S М(F)2 = 0
Fr1k*l –FK*l2= 0
Fr1k = 2336,3 H
Fr2k= Fr1k+ FK
Fr2k = 1022,7 H
4.4) Полная реакция в опорах
В расчете принимаем наихудший вариант действия консольной силы
Fr1 = ((Fr1x)2 +(Fr1у)2)1/2 + Fr1k
Fr2 = ((Fr2x)2 +(Fr2у)2)1/2 + Fr2k
Fr2 =2913,4 Н
Fr1 = 3039,5 H
5) Подбор подшипника
Наиболее нагружена первая опора расчет проводим по ней
5.1) Предварительный выбор подшипника
За основу берем шариковый радиальный подшипник № 207
d = 35 мм
D = 72 мм
B = 17 мм
Динамическая грузоподъемность Сr = 25,5 кН
Статическая грузоподъемность Соr = 13,7 кН.
5.2) Определение эквивалентной нагрузки на подшипник
Pr = (V*X*Fr + Y*Fa)*KsKt,
где V – коэффициент вращения кольца, V = 1, так как вращается внутреннее кольцо,
Ks - коэффициент безопасности, Ks = 1,4.
Kt – температурный коэффициент, Kt = 1, так как t £ 100 °C.
Fr и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник
Fr = Fr2 = 3039,5 H
Fa = FA = 484,5 H
X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок
Fa/Cor = 484,5/13700 = 0,035
e = 0,22
Fa/(V*Fr) = 484,5/3039,5= 0,16, то меньше "e"
Следовательно X = 1 и Y = 0
Pr= 3039,5* 1,4= 255,2 H
5.3) Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы
Pэr= КЕ*Pr,
где КЕ - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима работы. Так как у нас режим работы – 5 то КЕ = 0,4
Pэr= 0,4*4255,3 = 1702,11 H
5.4) Определение расчетного ресурса подшипника
Требуемый ресурс работы подшипника L = 10000 часов
L10h = a1*a23*(106/60*n)*(Cr/Pэr)p,
где p – показатель степени уравнения кривой усталости, для шариковых подшипников p = 3,
a1 – коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%, следовательно a1 = 1,
a23 – коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника. a23 = 0,7.
L10h = 1*0,7 *(106/60*336,25)*(25500/1702,11)3» 116666 часов.
L10h = 116666 часов ³ L = 8000 часов.
6) Выбор посадок подшипника
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности Pr/Cr = 1702,11/25500 = 0.067 , следовательно поле допуска вала при установке подшипника – js6.
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Тогда поле допуска отверстия - Н7.
5.2. Расчет подшипников на промежуточном валу
5.2.1. Определение сил, нагружающих подшипники
В конструкции промежуточного вала используем конические радиально-упорные роликовые подшипники, поставленные враспор.
Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормалей, проведенных через середины контактных площадок. Так как подшипники конические, то эта точка расположена на торце подшипника.