Проектирование привода силовой установки (стр. 2 из 2)

F_r1 = F_a2 = F_t · tgα · cos δ₁ = 2655 · tg 20º · cos18,43º = 907 H

F_a1 = F_r2 = F_t · tgα · cos δ₂ = 2655 · tg 20º · cos 71,57º = 302 H

4. Расчет размеров корпуса редуктора

Принимаем корпус прямоугольной формы, с гладкими наружными обечайками без выступающих конструктивных элементов [1].

Материал корпуса – серый чугун СЧ-15.

Толщина стенок:

δ = 1,12

= 1,12 · = 4,6 мм.

Принимаем: δ = δ₁ = 8 мм

Толщина поясов стыка: b = b₁ = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 20 мм

Диаметры болтов:

d₁ = 0,03 · 250 + 12 = 19,5 мм – М20

d₂ = 0,75d₁ = 0,75 · 20 = 15 мм – М16

d₃ = 0,6d₁ = 0,6 · 20 = 12 мм – М12

d₄ = 0,5d₁ = 0,5 · 20 = 10 мм – М10

Конструктивно принимаем разъемный корпус, состоящий из крышки и основания, соединенный стяжными болтами.

5. Проектный расчет валов

В качестве материала валов используем сталь 45.

Допускаемое напряжение на кручение:

-для быстроходного вала [τ]_б = 12 МПа;

-для тихоходного вала [τ]_т = 20 МПа

5.1 Тихоходный вал

Проектный расчет тихоходного вала

Диаметр выходной:

d_т =

= = 41,3 мм, принимаем d_Т = 42 мм.

Диаметр под подшипники принимаем d^б_п = 50 мм.

5.2 Быстроходный вал

Диаметр выходной:

d_б =

= = 34,6 мм, принимаем d_б = 35 мм.

Диаметр под подшипники принимаем d^б_п = 45 мм.

5.3 Назначение подшипников валов

Тихоходный вал.

Предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46210 по

ГОСТ 831-75. Его размеры: d = 50 мм, D = 90 мм, b = 20 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 40,6 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 24,9 кН.

Быстроходный вал.

Предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46109 по

ГОСТ 831-75. Его размеры: d = 45 мм, D = 75 мм, b = 16 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 22,5 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 13,4 кН.

Проводим эскизную компоновку редуктора по рекомендациям [1], (см. приложение).

6. Уточненный расчет валов (тихоходный вал)

Размеры вала принимаем из эскизной компоновки.

Силы действующие на вал.

Окружная сила:

F_t =

= = 2655 H

Радиальная сила:

F_r2 = F_t · tgα · cos δ₂ = 2655 · tg 20º · cos 71,57º = 302 H

Осевая сила:

F_a2 = F_t · tgα · cos δ₁ = 2655 · tg 20º · cos18,43º = 907 H

Изгибающий момент от осевой силы:

М = F_α2 d₂ / 2 = 907 · 0,2153 / 2 = 97,6 H·м

Усилие от муфты: F_M = 125

= 125 = 2113 H

Определение реакций подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (рис. 1).

В вертикальной плоскости:

ΣМ_А = 0 = 97,6 - 302 · 0,036 + R_Bу · 0,132;

R_Bу = (302 · 0,036 – 97,6) / 0,132 = -657 H;

ΣМ_В = 0 = 97,6 + 302 · 0,096 - R_Ау · 0,132;

R_Ау = (97,6 + 302 · 0,096) / 0,132 = 959 H;

Проверка: Σy = 0; -657 + 959 – 302 = 0

В горизонтальной плоскости:

ΣМ_А = 0 = 2655 · 0,036 + R_BХ · 0,132 – 2113 · 0,202;

R_BХ = (2113 · 0,202 - 2655 · 0,036) / 0,132 = 2509 H;

ΣМ_В = 0 = - 2655 · 0,096 - 2113 · 0,070 + R_АХ · 0,132;

R_АХ = (2655 · 0,096 + 2113 · 0,070) / 0,132 = 3051 H;

Проверка: ΣХ = 0; - 3051 + 2655 + 2509 – 2113 = 0

R_A =

= = 3198 H

R_B =

= = 2594 H

R_max = R_A = 3198 Н

Опасное сечение I – I.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа, σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_уmax / 0,1d³ = 147,9 / 0,1 · 0,050³ = 11,8 МПа

τ_а = τ_к /2 = T₂ / 2 · 0,2d³ = 285,84 / 0,4 · 0,050³ = 5,7 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_σД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_τД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 11,8 = 8,0; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 5,7 = 16,0

S = S_σ S_τ /

= 8 · 16 / = 7,2 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

7. Уточненный расчет подшипников тихоходного вала

Подшипник шариковый радиально-упорный 46210 ГОСТ 831-75.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 40,6 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 24,9 кН.

Вычислим отношение: F_α / R_A = 907 / 3198 = 0,28

F_α / С_о = 907 / 24900 = 0,036

По таблице [2] для 0,036 определяем: е = 0,34.

Поскольку 0,28 < е, то принимаем: Х = 1, Y = 0.

R_Е = (Х R_A + Y F_α) · K_δ · K_т, где:

K_δ = 1,1 – считаем нагрузку спокойной;

K_т = 1, при t ≤ 100°C;

R_Е = (1· 3198 + 0 · 907) · 1,1 · 1 = 3518 Н

Определяем расчетную грузоподъемность:

С_гр = R_Е

= 3518 = 16165 Н

С > С_гр

40,6 > 16,165

8. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Шпонки выбираем по диаметру вала по ГОСТ 23360-70.

Напряжение смятия:

σ_см = 2Т / d(l – b)(h – t₁) < [σ]_см = 120 МПа

Быстроходный вал Ø35 мм, шпонка 10 × 8 × 45, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 100,23 · 10³ / 35 · (45 – 10)(8 – 5) = 54,5 МПа < [σ]_см

Тихоходный вал Ø60 мм, шпонка 18 × 11 × 45, t₁ = 7 мм.

σ_см = 2 · 285,84 · 10³ / 60 · (45 – 18)(11 – 7) = 88,2 МПа < [σ]_см

9. Выбор и расчет количества масла

По контактным напряжениям [σ]_H = 525 МПа и скорости v = 1,13 м/c по [1], принимаем масло индустриальное И-40А.

Количество масла: (0,4…0,8) л на 1 кВт мощности, значит:

V_M = 4 · 0,6 = 2,4 л

10. Сборка редуктора

Детали перед сборкой промыть и очистить.

Сначала устанавливаем в корпус редуктора быстроходный вал. Подшипники закрываем крышками.

Далее собираем тихоходный вал: закладываем шпонки; закрепляем колесо; устанавливаем подшипники. Собранный вал укладываем в корпус редуктора.

Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.

После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.

Список использованной литературы

1. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1991 г.

2. Проектирование механических передач - под ред. С.А. Чернавского, Москва, «Машиностроение», 1984 г.

3. С.И. Тимофеев – Детали машин, Ростов, «Высшее образование», 2005 г.

4. Г.Б. Иосилевич – Прикладная механика, Москва, «Машиностроение», 1985 г.