участок вала AB -
(4.43)
участок вала BC -
(4.44)
Суммарный изгибающий момент, Нм,
, (4.45)
.
Эквивалентный момент по третьей теории прочности, Нм,
, (4.46)
Диаметр вала в опасном сечении, мм,
, (4.47)
где [уи]=(50-60) МПа - допускаемое напряжение для сталей 35, 40, 45.
Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечении меньше, чем диаметр dк под колесом, найденный при ориентировочном расчете.
Рисунок 3.12 - Эпюры моментов.
4.9 Расчет подшипников качения
В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n< 10 об/мин критерием является остаточная деформация, расчет выполняется по статической грузоподъемности Сог; при n>10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения, расчет выполняется по динамической грузоподъемности Сг. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (Стр< Сг) или долговечностей ().
Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере выходного вала.
Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рисунке 3.13.
Рисунок 3.13 - Схема установки подшипников.
Исходные данные:
об/мин; мм; Н; Н; ч;Н; Н.
Параметр осевого нагружения для радиально-упорных подшипников с углом контакта б=12?.
Вычисляем нагрузки:
(4.48)
Определяем отношение:
По значению отношения из П.17 [2] , находим параметр осевого нагружения .
Осевые составляющие от радиальных нагрузок:
(4.49)
(4.50)
.
Суммарные осевые нагрузки на подшипник: так как S2>S1 , Fа >S2 - S1, то из таблицы П. 18[1], следует:
(4.51)
,
.
Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:
Уточняем значение параметра осевого нагружения:
, (4.52)
Определяем отношение для правой, более нагруженной опоры:
где V - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника.
Так как , то из таблицы П.17[1], для е2 найдем значения коэффициентов радиальной X и осевой Y нагрузок:
Х=0,45; Y=1,60.
Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры
, (4.53)
где Кб = 1,3 - коэффициент безопасности;
Кт = 1 - температурный коэффициент,
Уточнить коэффициент е1, для левой опоры (прил., табл. П. 17):
(4.54)
Определить отношение для правой, более нагруженной опоры:
(4.55)
Так как , из(прил., табл. П. 17), для е1 найдем значения коэффициентов радиальной X и осевой V нагрузок:
Х=0,45; Y=1,78.
Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры
, (4.56)
.
Для более нагруженной опоры (правой) определить долговечность выбранного подшипника 36209:
(4.57)
где a1=1 - коэффициент надежности при вероятности безотказной работы 90%;
a23=(0.7ч0.8) - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации;
k - показатель степени, для шариковых подшипников k=3;
Так как рассчитанная (требуемая) долговечность L10h больше базовой [L10h] (107239,395>24000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.
4.10 Проверка прочности шпоночных соединений
Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют от проворачивания призматическими шпонками. Конструкция шпоночного паза представлена на рисунке 3.16. Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.
Рабочая длина шпонки (рисунок3.17)
(4.58)
где СТ - длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты;
b - ширина шпонки.
Для насаживания зубчатого колеса:
,
.
Для насаживания шкива ременной передачи:
Для насаживания муфты:
Рисунок 3.16 - Конструкция шпоночного паза.
Рисунок 3.17 - Размеры шпонки.
Часть шпонки, выступающую из вала проверяем по напряжениям смятия:
(4.59)
где Тi - вращающий момент на валу, Нмм
z - число шпонок;
1Р- рабочая длина шпонки, мм;
di - диаметр вала, мм;
h- высота шпонки, мм;
t1 - глубина паза вала, мм;
- рабочее и допускаемое напряжения смятия, МПа.
В расчетах принимаем = 70 МПа.
4.11 Выбор и расчет муфты
Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения d зависимости от расчетного вращающего момента и диаметров соединяемых валов.
Дано: МУВП, D0=120 мм, l=110 мм, dп=18 мм, lп=42, Z=6, dвт=35 мм, lвт=36 мм.
Условие прочности пальца на изгиб:
(3.90)
где ТР - расчетный вращающий момент, Нмм;
lП - длина пальца, мм;
- диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев, мм;
- число пальцев;
dП - диаметр пальца, мм;
МПа - допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.
,
30,268<90 -условие выполняется.
Резиновую втулку проверяем на смятие:
(3.91)
где lВТ - длина резиновой втулки, мм;
- допускаемое напряжение на смятие для резины.
Мпа,
1,421<1,8 -условие выполняется.
Рисунок 3.12.1 - Конструкция муфты упругой втулочно-пальцевой: 1 - полумуфта, 2 - пальцы, 3 - резиновые втулки.
4.12 Определение марки масла для зубчатой передачи и подшипников
Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендаций теории смазывания.
Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора чзп по рисунку 3.19,
, (4.68)
где Hhv- твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев в шестерне (пункт 3.1);
Соотношение между числами твердости НВ и НV приведены в таблице П.23[1].
- рабочее контактное напряжение, МПа (пункт 3.2.1);
V - окружная скорость в зацеплении, м/с (пункт 3.2).
Из таблицы П.24[1] по среднему значению вязкости выбираем авиационное масло марки И-100 А.
В редукторах и коробках передач подшипники обычно смазываются смазочным материалом, применяемым для зацеплений.
Рисунок 3.19 - Вязкость масла.
4.13 Рекомендуемые посадки деталей
Посадки ступиц зубчатого колеса на вал - Н7/r6;
Н7/s6.
Посадка шкива ременной передачи и полумуфты на валы
на валы при умеренных толчках нагрузки - Н7/m6;
Н7/n6.
Посадки подшипников качения:
в корпус - Н7/l0;
на вал - L0/k6.
Посадка крышек подшипников в корпус:
крышка глухая - Н7/d11;
крышка проходная - Н7/h6.
Посадка разделительных колец на вал - D9/к6.
Посадка стакана в корпус - H7/js6.
Заключение
На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А132М6 ,определены передаточные отношения ременных и зубчатых передач,
, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора, мощность на входном валу 7,153 кВт, на выходном валу 6,939 кВт, частота вращения на входном валу равна 692,857 об/мин, вращающий момент на входном валу равен 98,636 Н·м.
Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня получена требуемая долговечность ременной передачи 24000 часов.
Используя недорогую, но достаточно прочную сталь 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность, разработана эскизная компоновка редуктора с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения, проверены на прочность, на долговечность, 107239,395 часов.
Для соединения редуктора с приемным валом машины из стандартов выбрана муфта и ее отдельные элементы проверены на прочность.
Расчетным путем определена марка масла И-100 А для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень масла 4 литра.
По размерам, полученным по расчетам, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей.
Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.
Библиографический список
1. Проектирование механического привода с коническим редуктором. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “Детали машин и основы конструирования” / Здор Г. П., Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2003. 56 с.
2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 8-е, перераб. и доп. М.: Издательский центр “Академия”, 2004. 496 с.
3. Расчет ременных передач. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “Детали машин и основы конструирования” / Здор Г. П., Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 1997. 22 с.