расчёт привод

Подпись Дата



σ = 130,3·103/4071 = 32 МПа;
τ = 72,8·103/8142 = 8,9 МПа.
SТσ = σТ/ σ = 800/32 = 25 – коэффициент текучести,
SТτ = τТ/ τ = 500/8,9 = 56,2 - коэффициент текучести.
Коэффициент запаса по текучести:
SТ ≥ [SТ] = 2
SТ = SТσ· SТτ/(SТσ 2 + SТτ2)1/2 = 25·56,2/(252 + 56,22)1/2 = 22,8 > 2 - статическая прочность обеспечена.
Тихоходный вал.
Дано:
Ft2 = 1870 H
Fr2 = 687 H
Fα2 = 269 H
FM = 2372 H
Реакции опор (рис. 4):
в плоскости xz:
RAX = (Ft2b + FMc)/(a+b) =(1870·49 + 2372·88)/98 = 3065 Н;
RBX = (Ft2a – FM(a+b+c))/(a+b) =(1870·49 - 2372·186)/98 = -3567 Н;
Проверка: RAX + RBX + FM – Ft2= 3065 - 3567 + 2372 – 1870 = 0.
в плоскости yz:
RAY = (Fr2b + Fα2(d2/2))/(a+b) =(687·49 + 269·108,1)/98 = 640 Н;
RBY = (Fr2a - Fα2(d2/2))/(a+b) =(687·49 – 269·108,1)/98 = 47 Н;
Проверка: RAY + RBY – Fr2 = 640 + 47 – 687 = 0.
Суммарные реакции:
RA = = = 3131 H;
RB = = = 3567 H;
Опасным сечением является вторая опора.
Мy = 0
Мx = FM c = 2372∙0,088 = 209 Н·м
ОК-02.07-00.11.01-0000.ПЗ Лист 22 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



Мк = 202,1 Н·м
КП = 2,2 – коэффициент перегрузки.
Определим нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:
σ = Mmax·103/W;
τ = Mкmax·103/Wк, где
Mmax = KП((Mx2 + My2)1/2 + Mк) = 904,4 Н·м
Мкmax = KП Мк = 444,6 Н·м
Схема тихоходного вала.


Рис. 4

W = 0,1d3 = 6400 мм3
Wк = 0,2d3 = 12800 мм3
ОК-02.07-00.11.01-0000.ПЗ Лист 23 Изм. Лист № докум. Подпись Дата

σ = 904,4·103/6400 = 141,3 МПа;
τ = 444,6·103/12800 = 34,7 МПа.
SТσ = σТ/ σ = 800/141,3 = 5,7 – коэффициент текучести,
SТτ = τТ/ τ = 500/34,7 = 14,4 - коэффициент текучести.
Коэффициент запаса по текучести:
SТ ≥ [SТ] = 2
SТ = SТσ· SТτ/(SТσ 2 + SТτ2)1/2 = 5,7·14,4/(5,72 + 14,42)1/2 = 5,3 > 2 - статическая прочность обеспечена.

2.7 Подбор подшипников качения
Быстроходный вал.
Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем радиально-упорные шариковые подшипники №46205 ГОСТ 831-75, со следующими параметрами.
Динамическая грузоподъемность:
С = 15,7 кН.
Статическая грузоподъемность:
С0 = 8,34 кН.
Диаметр отверстия внутреннего кольца:
d = 25 мм.
Диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:
D = 52 мм.
Ширина подшипника:
B = 15 мм.
S1 = e’ · R1 = 0,68 · 2185 = 1486 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68.
S2 = e’ · R2 = 0,68 · 551 = 375 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68.
Осевые нагрузки подшипников:
Рα1 = S1 = 1486 H
Рα2 = S2+ Fα1 = 375 + 269 = 644 H

ОК-02.07-00.11.01-0000.ПЗ Лист 24 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



Подшипник №1:
Рα1 / R1 = 1486 / 2185 = 0,67 < е
РЭ1 = v · R1 · kσ · kT = 1 · 2185 · 1,2 · 1 = 2622 H
Подшипник №2:
Рα2 / R2 = 644 / 551 = 1,2 > е
РЭ2 = (x · v · R2 + y · Рα2 ) · kσ · kT = (0,44 · 1 · 551 + 1,65 · 644) · 1,2 · 1 = 1566 H
Расчетная долговечность, млн. об.:
L = (C/ РЭ1)3 · = (15,7/ 2,622)3 · = 390 млн. об.
Ресурс (срок службы привода):
Lh = 4625 часов.
Расчетная долговечность, ч:
Lh’ = (L · 106)/(60 · n2) = (390 · 106)/(60 · 1432) = 4839 ч > Lh = 4625 часов
Условие выполнено. Подшипники пригодны.
Тихоходный вал.
Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем радиально-упорные шариковые подшипники №46208 ГОСТ 831-75, со следующими параметрами.
Динамическая грузоподъемность:
С = 36,8 кН.
Статическая грузоподъемность:
С0 = 21,4 кН.
Диаметр отверстия внутреннего кольца:
d = 40 мм.
Диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:
D = 80 мм.
Ширина подшипника:
B = 18 мм.
Осевые составляющие радиальных реакций:
S1 = e’· R1 = 0,68 · 3131 = 2129 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68.
S2 = e’· R2 = 0,68 · 3567 = 2426 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68. ОК-02.07-00.11.01-0000.ПЗ Лист 25 Изм. Лист № докум. Подпись Дата


Осевые нагрузки подшипников:
Рα1 = S1 = 2129 H
Рα2 = S2+ Fα = 2426 + 269 = 2695 H
Подшипник №1:
Рα1 / R1 = 2129 / 3131 = 0,67 < е
РЭ1 = v · R1 · kσ · kT = 1 · 3131 · 1,2 · 1 = 3757 H
Подшипник №2:
Рα2 / R2 = 2695 / 3567 = 0,8 > е
РЭ2 = (x · v · R2 + y · Рα2 ) · kσ · kT = (0,44 · 1 · 3567 + 1,65 · 2695) · 1,2 · 1 = 7219 H
Расчетная долговечность, млн. об.:
L = (C/ РЭ2)3 · = (36,8/ 7,219)3 · = 228 млн. об.
Ресурс (срок службы привода):
Lh = 4625 часов.
Расчетная долговечность, ч:
Lh’ = (L · 106)/(60 · n3) = (228 · 106)/(60 · 227,3) = 16718 ч > Lh = 4625 часов
Условие выполнено. Подшипники пригодны

2.8 Расчет шпоночных соединений
Шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 (рис. 5).
Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности:
σсм = 2Т / d(l – b)(h – t1) ≤ [σ]см
Допускаемые напряжения смятия:
- стальная ступица [σ]см = 110…190 МПа;
Быстроходный вал Ø25 мм, шпонка 8 × 7 × 32, t1 = 3,5 мм.
σсм = 2 · 33,1 · 103 / 25 · (32 – 8)(7 – 3,5) = 31,5 МПа < [σ]см
Тихоходный вал Ø36 мм, шпонка 10 × 8 × 63, t1 = 5 мм.
σсм = 2 · 202,1 · 103 / 36 · (63 – 10)(8 – 5) = 70,6 МПа < [σ]см
ОК-02.07-00.11.01-0000.ПЗ Лист 26 Изм. Лист № докум. Подпись Дата


Тихоходный вал Ø45 мм, шпонка 14 × 9 × 45, t1 = 5,5 мм.
σсм = 2 · 202,1 · 103 / 45 · (45 – 14)(9 – 5,5) = 82,8 МПа < [σ]см
Условия выполняются. Шпонки пригодны.



Рис. 5
ОК-02.07-00.11.01-0000.ПЗ Лист 27 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



3 Технический проект
3.1 Проверка опасного сечения выходного вала на сопротивление усталости
Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σв = 790 МПа, σ-1 = 370 МПа, τ-1 = 210 МПа, [2].
Опасным сечением является вторая опора.
Мy = 0
Мx = 209 Н·м
Мсеч = Мx = 209 Н·м.
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
Напряжение изгиба:
σа = σu = Мсеч / 0,1d13 = 209 · 103 / 0,1 · 403 = 32,7 МПа
Напряжение кручения:
τа = τк /2 = Т3 / 2 · 0,2d13 = 202,1 · 103 / 0,4 · 403 = 7,9 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
Кσ, Кτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
Кdσ, Кdτ - коэффициенты влияния абсолютных размеров сечения.
KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Коэффициенты снижения пределов выносливости реальной детали по сравнению с пределами (–1, –1) образцов:
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 / KσД = 370 / 3,8 = 97,4 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 210 / 2,2 = 95,5 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба при симметричном цикле:
Sσ = σ-1Д / σа = 97,4 / 32,7 = 3,0; ОК-02.07-00.11.01-0000.ПЗ Лист 28 Изм. Лист № докум. Подпись Дата



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения при отнулевом цикле:
Sτ = τ -1Д / τ а = 95,5 / 7,9 = 12,1
Общий коэффициент запаса прочности:
S = Sσ Sτ / = 3,0 · 12,1 / = 2,9 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.

3.2 Расчет болтов крепления редуктора. Конструкция рамы
Конфигурацию и размеры рамы определяют тип и размеры редуктора и электродвигателя. Расстояние между ними зависит от муфты. Размеры и конструкцию рамы определяем в процессе вычерчивания чертежа общего вида привода.
Раму конструируем сварной из двух продольно расположенных швеллеров и приваренных к ним поперечно расположенных швеллеров.
Раму при сварке сильно коробит, поэтому все базовые поверхности обрабатываем после сварки, отжига и правки (рихтовки).
Диаметр болта крепления редуктора к раме:
dф = 1,25d,
где d – диаметр болта крепления крышки и корпуса редуктора.
dф = 1,25∙10 = 12,5 мм.
Примем М16.
Число болтов принимаем в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени: аwT < 315, z=4.
Возьмем фундаментный болт М16.
Размеры болта:
l1 = 8d = 8 · 16 = 128 мм
l2 = 4d = 4 · 16 = 64 мм
ОК-02.07-00.11.01-0000.ПЗ Лист 29 Изм. Лист № докум. Подпись Дата


Ширина сторон колодца для размещения болта:
b = (6…8)d = (6…8)·16 = 96…128 мм
Глубина заложения болта:
h = 20d = 20·16 = 320 мм

ОК-02.07-00.11.01-0000.ПЗ Лист 30 Изм. Лист № докум. Подпись Дата


Список использованной литературы

1. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин,
Москва, «Машиностроение», 1988 г.
2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин,
Москва, «Высшая школа», 1998 г.
3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин,
Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.

ОК-02.07-00.11.01-0000.ПЗ Лист 31 Изм. Лист № докум. Подпись Дата