Курсовая работа: Проектирование привода силовой установки

Оглавление

Техническая характеристика привода конвейера

Предварительный кинематический расчет

Энергетический расчет

Выбор материалов для зубчатых колес и методов их упрочнения

Расчеты на прочность зубчатых колес

Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Предварительный расчет на прочность валов, подбор подшипников

Уточненный силовой расчет редуктора

Расчет реакций опор редуктора

Расчет внутренних силовых факторов валов

Проверка прочности шпоночных соединений

Выбор муфт

Список использованной литературы

Техническая характеристика привода конвейера

Привод конвейера включает двигатель поз.1, одноступенчатый редуктор поз.3, 4 и открытую зубчатую передачу поз.5,6. Вал двигателя и ведущий вал редуктора соединены упругой муфтой поз.2.

Известны: F- сила полезного сопротивления движению ленты конвейера (протяжка ленты осуществляется с помощью барабана поз.7); D- диаметр барабана; v- скорость протяжки ленты конвейера; Ксут - коэффициент загрузки оборудования в сутки по часам; φ - угол наклона линии центров открытой зубчатой передачи. Момент силы F может кратковременно отклоняться от своего номинального значения (Мном), увеличиваясь до Мпуск при пусках и до Мmax при перегрузках. Нагрузка на ленту конвейера близка к постоянной. Срок службы привода без ремонта редуктора 5 лет. Выбор материалов зубчатых колес ограничен следующим перечнем: стали 35, 45Х, 40ХНМА. Производство приводов крупносерийное.

F = 3,5 кН; v = 0,8 м/с; D = 250 мм; φ = 0°; Ксут = 0,2; Мпуск/ Мном = 1,5; Мmax / Мном = 1,6.

ТМКП.220101.001 ПЗ

Предварительный кинематический расчет

Цель этого расчета - определение ориентировочного значения частоты вращения вала двигателя.

Найдем частоту вращения исполнительного элемента механизма:

n_III = 0,8 · 60/π · 0,25 = 61 об/мин.

Проектируемый механизм двухступенчатый. Ориентировочно назначим для быстроходной ступени передаточное отношение i_3.4 = 5 (будет замедлять движение в 5 раз).

Для тихоходной ступени назначим i_5.6 = 3 (замедляет движение в 3 раза). Следовательно, для всего механизма передаточное отношение:

i_max = i_3.4 · i_5.6 = 5 · 3 = 15, так как

i_мех = n_I / n_III , n_I = n_III · i_мех = 61· 15 = 915 об/мин - ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя.

Энергетический расчет

Выбор двигателя.

Расчет включает определение мощности движущих сил, которую должен развивать двигатель.

Мощность полезных сопротивлений на выходном валу механизма:

Р_III = F · v = 3,5 · 0,8 = 2,8 кВт.

Для определения мощности двигателя учтем потери энергии в механизме. Известно, что КПД устройства есть отношение полезной работы к затраченной. В данном случае применим работу в единицу времени - мощности.

η = Р_III / P_{I ,} следовательно, Р_I = P_III / η_мех

η_мех = η_3,4 · η_5,6; η_3,4 = 0,97; η_5,6 = 0,95.

Р_I = P_III / (η_3,4 · η_5,6 ) = 2,8/ (0,97 · 0,95) = 3 кВт.

Выбираем двигатель с запасом мощности: 4А112МА6.

Р_ном = 3 кВт, n_дв = 955 об/мин, d_в = 32 мм.

Уточненный кинематический расчет.

При выбранном двигателе передаточное отношение механизма:

i_мех = n_дв / n_III = 15,5

Разобьем это передаточное отношение на две ступени. Для быстроходной ступени принимаем i_3,4 = 5 - это передаточное отношение можно реализовать при следующих числах зубьев: z₃ = 21, z₄ = 105.

Для тихоходной ступени принимаем:

i_5.6 = i_мех / i_3.4 = 15,5/5 = 3,1; z₅ = 30, z₆ = 93.

Фактическое передаточное отношение:

i^ф _мех = i_3.4 · i_5.6 = 5 · 3,1 = 15,5

n_I = n_дв = 955 об/мин;

n_II = n_I / i_3.4 = 955/5 = 191 об/мин;

n_III = n_II / i_5.6 = 61,6 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω_I = πn_I / 30 = 3,14 · 955/30 = 99,9 рад/с;

ω_II = πn_II / 30 = 20 рад/с;

ω_III = πn_III / 30 = 6,45 рад/с;

Предварительный силовой расчет.

Р_I = P_дв = 3 кВт;

Р_II = P_I · η_3,4 = 3 · 0,97 = 2,91 кВт;

Р_III = P_II · η_5.6 = 2,91 · 0,95 = 2,76 кВт;

М_I = Р_I / ω_I = 3/99,9 = 0,03 кН · м = 30 Н · м;

М_II = Р_II / ω_II = 2,91/20 = 0,14 кН · м = 140 Н · м;

М_III = Р_III / ω_III = 2,76/6,45 = 0,427 кН · м = 427 Н · м;

Выбор материалов для зубчатых колес и методов их упрочнения

Проектируемый редуктор относится к изделиям индивидуального производства, поэтому выбираем материал со средним значением прочностных характеристик - сталь 45Х.

Для упрочнения поверхности зубьев назначим термообработку "улучшение" и учтем, что твердость шестерни должна быть приблизительно на 20 единиц по шкале Бринелля больше твердости колеса.

Принимаем: для шестерни улучшение НВ 280,для колеса улучшение НВ 260.

Материал имеет следующие характеристики прочности:

предел прочности σ_В = 850 МПа, предел текучести σ_Т = 580 МПа.

Для обеспечения расчета на выносливость установим базовые числа циклов перемен напряжений для шестерни и колеса:

N_{HO 1} = 20 · 10⁶ , N_{HO 2} = 17 · 10⁶ .

При выбранных марке стали и термообработке толщина материала (s) не должна превышать 80 мм: s ≤ 80 мм. В дальнейшем это обстоятельство учтем при конструировании зубчатых колес.

Для определения соотношения рабочей ширины зубчатого зацепления и диаметра шестерни зададим значение коэффициента ширины зубчатого венца для цилиндрической передачи: φ_bd = 1.

Им соответствуют:

К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1 и К_НВ = 1,06; К_FB = 1,23.

Назначим ресурс проектируемого изделия, учитывая, что данный редуктор должен работать пять лет по 300 дней в году с коэффициентом загрузки в сутки К_сут = 0,5.

Получим ресурс изделия:

L_h = 5 · 300 · 24 · 0,2 = 7200 часов.

Расчеты на прочность зубчатых колес

Расчеты на прочность зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступени проведем на ЭВМ.

На последующих листах приведем исходные данные и результаты расчетов, полученных на ЭВМ.

КОМПЬЮТЕРНАЯ РАСПЕЧАТКА ДАННЫХ ПРОЕКТИРОВОЧНОГО РАСЧЕТА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ.

Материал зубчатых колес - Сталь 45Х.

Термообработка:

шестерни - Улучшение НВ 280, колеса - Улучшение НВ 260.

Ресурс 7200 часов.

Частота вращения шестерни 955 об/мин.

Передаточное число 5.

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 20000000 циклов, колеса 17000000 циклов.

Угол наклона зуба 10 градусов (ориентировочное значение).

Число зубьев шестерни 21 (ориентировочное значение).

Крутящий момент на шестерне: 30 ньютон-метров.

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра 1.

Коэффициенты нагрузки: К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

Допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба зубьев: 201,60 МПа.

Межосевое расстояние, определенное из условия

контактной выносливости: 109,22 мм.

Модуль зацепления, определенный из условия

выносливости при изгибе зубьев: 1,28 мм.

Определенные из условия контактной выносливости:

начальный диаметр шестерни 36,00 мм,

ширина зубчатого венца 36,00 мм.

Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Бергевич.

Статус пользователя ЭВМ - Студент.

Структурное подразделение - Учебная группа ЭП-06СПО.

КОМПЬЮТЕРНАЯ РАСПЕЧАТКА ДАННЫХ ПРОЕКТИРОВОЧНОГО РАСЧЕТА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

09.04.2008

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Материал зубчатых колес - Сталь 45Х.

Термообработка:

шестерни - Улучшение НВ 280, колеса - Улучшение НВ 260.

Ресурс 7200 часов.

Частота вращения шестерни 191 об/мин.

Передаточное число 3.

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 20000000 циклов, колеса 17000000 циклов.

Угол наклона зуба 10 градусов (ориентировочное значение).

Число зубьев шестерни 30 (ориентировочное значение).

Крутящий момент на шестерне: 140 ньютон-метров.

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра 1.

Коэффициенты нагрузки: К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

Допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба зубьев: 201,60 МПа.

Межосевое расстояние, определенное из условия

контактной выносливости: 126,03 мм.

Модуль зацепления, определенный из условия

выносливости при изгибе зубьев: 1,65 мм.

Определенные из условия контактной выносливости:

начальный диаметр шестерни 62,32 мм,

ширина зубчатого венца 62,32 мм.

Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Бергевич.

Статус пользователя ЭВМ - Студент.

Структурное подразделение - Учебная группа ЭП-06СПО.

Дата

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПРОВЕРОЧНЫЙ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ С НЕПРЯМЫМИ ЗУБЬЯМИ

16.04.2008

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Материал зубчатых колес - Сталь 45Х.

Термообработка: шестерни - Улучшение НВ 280, колеса - Улучшение НВ 260.

Пределы текучести материала: шестерни 580 МПа, колеса 580 МПа.

Пределы прочности материала: шестерни 850 МПа, колеса 850 МПа.

Ресурс 7200 часов.

Частота вращения шестерни 955 об/мин.

Передаточное число 5.

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 80000000 циклов, колеса 15000000 циклов.

Угол наклона зуба 10,9424989068669 градусов.

Крутящий момент на шестерне: 30 ньютон-метров.

Коэффициенты нагрузки: К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1.

Начальный диаметр шестерни: 36,6666666666667 мм. Модуль: 2 мм.

Рабочая ширина зубчатого колеса: 36 мм.

Степень точности изготовления зубчатых венцов: 8.

Коэффициент кратковременных перегрузок: 1,6.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

К условию контактной выносливости:

допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа,

расчетное контактное напряжение: 486,32 МПа.

К условию статической прочности по контактным напряжениям:

допускаемое предельное контактное напряжение: 1624,00 МПа,

расчетное предельное контактное напряжение: 615,15 МПа.

К условию изгибной выносливости:

допускаемые напряжения изгиба зубьев:

шестерни 236,88 МПа, колеса 219,96 МПа

расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 91,77 МПа, колеса 79,80 МПа.

К условию статической прочности по напряжением изгиба:

предельные допускаемые напряжения изгиба зубьев:

шестерни 464,00 МПа, колеса 464,00 МПа.

предельные расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 146,83 МПа, колеса 127,68 МПа.

Контрольные параметры, определенные по начальному диаметру шестерни, модулю зацепления, углу наклона зубьев и передаточному числу:

межосевое расстояние: 110,000000

число зубьев шестерни, рассчитанное на ЭВМ: 18,00000

число зубьев колеса, рассчитанное на ЭВМ: 90,00000

Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Бергевич.

Статус пользователя ЭВМ - Студент.

Структурное подразделение - Учебная группа ЭП-06СПО.

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПРОВЕРОЧНЫЙ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ С НЕПРЯМЫМИ ЗУБЬЯМИ

23.04.2008

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Материал зубчатых колес - Сталь 45Х.

Термообработка: шестерни - Улучшение НВ 280, колеса - Улучшение НВ 260.

Пределы текучести материала: шестерни 580 МПа, колеса 580 МПа.

Пределы прочности материала: шестерни 850 МПа, колеса 850 МПа.

Ресурс 7200 часов.

Частота вращения шестерни 191 об/мин.

Передаточное число 3.

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 80000000 циклов, колеса 15000000 циклов.

Угол наклона зуба 10,9424989068669 градусов.

Крутящий момент на шестерне: 140 ньютон-метров.

Коэффициенты нагрузки: К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1.

Начальный диаметр шестерни: 62,32 мм. Модуль: 2 мм.

Рабочая ширина зубчатого колеса: 62,32 мм.

Степень точности изготовления зубчатых венцов: 8.

Коэффициент кратковременных перегрузок: 1,6.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

К условию контактной выносливости:

допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа,

расчетное контактное напряжение: 224,10 МПа.

К условию статической прочности по контактным напряжениям:

допускаемое предельное контактное напряжение: 1624,00 МПа,

расчетное предельное контактное напряжение: 283,46 МПа.

К условию изгибной выносливости:

допускаемые напряжения изгиба зубьев:

шестерни 236,88 МПа, колеса 219,96 МПа

расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 28,86 МПа, колеса 27,54 МПа.

К условию статической прочности по напряжением изгиба:

предельные допускаемые напряжения изгиба зубьев:

шестерни 464,00 МПа, колеса 464,00 МПа.

предельные расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 46,18 МПа, колеса 44,06 МПа.

Контрольные параметры, определенные по начальному диаметру шестерни, модулю зацепления, углу наклона зубьев и передаточному числу:

межосевое расстояние: 124,640000

число зубьев шестерни, рассчитанное на ЭВМ: 30,59345

число зубьев колеса, рассчитанное на ЭВМ: 91,78036

Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Бергевич.

Статус пользователя ЭВМ - Студент.

Структурное подразделение - Учебная группа ЭП-06СПО.

Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок:

δ = 0,025α + 1 = 0,025 · 100 + 1 = 3,5 мм

δ₁ = 0,02α + 1 = 0,02 · 100 + 1 = 3 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 = 18 мм

Диаметры болтов:

d₁ = 0,03α + 12 = 0,03 · 100 + 12 = 15 мм - М16

d₂ = 0,75d₁ = 0,75 · 16 = 12 мм - М12

d₃ = 0,6d₁ = 0,6 · 16 = 9,6 мм - М10

d₄ = 0,5d₁ = 0,5 · 16 = 8 мм - М8

Предварительный расчет на прочность валов, подбор подшипников

Для изготовления валов назначаем сталь 45 и при этом учитываем, что в дальнейшем может появиться необходимость замены марки стали. В частности, для вал-шестерни будет назначен тот же материал, что и для зубчатого венца.

Проектировочный расчет диаметра вала ведем по напряжениям, возникающим при кручении:

d_в ≥ ,

где М_К - крутящий момент, [τ] = 20-35 МПа - допускаемые касательные напряжения (значения занижены в порядке компенсации неучета в этом расчете напряжений изгиба).

Диаметр тихоходного вала:

d_II = ≥ = 0,027 м = 27 мм.

Принимаем диаметр посадки шестерни тихоходной ступени d_II = 27 мм. Для посадки подшипника назначаем d = 30 мм.

Для опор тихоходного вала выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46306 по ГОСТ 831-75. Его размеры: d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 32,6 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 18,3 кН.

Диаметр быстроходного вала:

d_I = ≥ = 0,019 м = 19 мм.

Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого d_Д = 27 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно d_M ≈ 0,75d_Д . Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d = 20 мм.

Для посадки подшипника назначаем d = 25 мм. Сравнивая значения этих диаметров с размерами зубчатого венца шестерни, принимаем решение о конструировании быстроходного вала в виде вал-шестерни.

Для его опор выберем подшипник: шариковый радиально-упорный 46305 по ГОСТ 831-75. Его размеры: d = 25 мм, D = 62 мм, В = 17 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 26,9 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 14,6 кН.

Уточненный силовой расчет редуктора

Определим усилия в зубчатых зацеплениях.

Быстроходная ступень:

окружное: F_{t 1} = F_{t 2} = 2M_I / d₁ = 2 · 30/0,0367 = 1634,88 H

радиальное: F_{r 1} = F_{r 2} = F_{t 1} · tgα / cosβ = 1634,88 · tg 20°/cos 10,94° = 607,2 H

осевое: F_{α 1} = F_{α 2} = F_{t 1} · tgβ = 1634,88 · tg 10,94° = 316 H

Тихоходная ступень:

окружное: F_{t 3} = F_{t 4} = 2M_II / d₃ = 2 · 140/0,0623 = 4423,38 H

радиальное: F_{r 3} = F_{r 4} = F_{t 3} · tgα / cosβ = 4423,38 · tg 20°/cos 10,94° = 1641,6 H

осевое: F_{α 3} = F_{α 4} = F_{t 3} · tgβ = 4423,38 · tg 10,94° = 855 H

Расчет реакций опор редуктора

Значения реакций опор валов необходимы для проверки работоспособности валов и подшипников. Наибольшее опасение по работоспособности вызывает тихоходный вал редуктора и его опоры, так как там наблюдаются наибольшие нагрузки - силы, возникающие в зацеплении.

Из эскизной компоновки редуктора: l₁ = 36,5 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz: R_{x 1} = R_{x 2} = F_t / 2 = 1635/2 = 817,5 Н;

в плоскости yz: R_{y 1} = (1/2l₁ ) (F_{r 1} l₁ + F_{a 1} d₁ /2) = (1/2·36,5) (607·36,5 + 316·36,7/2) = 384 H;

R_y2 = (1/2l₁ ) (F_r1 l₁ - F_a1 d₁ /2) = (1/2·36,5) (607·36,5 - 316·36,7/2) = 223 H.

Проверка: R_{y 1} + R_{y 2} - F_{r 1} = 384 + 223 - 607 = 0.

Суммарные реакции:

P_{r 1} = = = 903 H;

P_{r 2} = = = 847 H.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_{r 1} + YP_{a 1} ) K_б K_T ,

в которой радиальная нагрузка P_{r 1} = 903 H; осевая нагрузка P_{a 1} = F_{a 1} =316 H; V = 1 -

вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров K_б = 1; К_Т = 1.

Отношение F_{a 1/} С_о = 316/14600 = 0,022; этой величине соответствует е = 0,21.

Отношение

Р_a1/ P_{r 1} = 316/903 = 0,35 > е; Х = 0,45; Y = 1,97.

Р_э = (0,45·903 + 1,97· 316) = 1029 H.

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э ) ³ = (26900/1029) ³ = 17865 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶ /60n = 17865·10⁶ /60·955 = 31·10⁴ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран, верно.

Рассмотрим тихоходный вал редуктора.

Из эскизной компоновки редуктора: l₂ = 37,5 мм, l₃ = 51 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_{x 3} = (1/2l₂ ) (F_{t 3} l₃ + F_{t 2} l₂ ) = (1/2·37,5) (4423·51 + 1635·37,5) = 3690 Н;

R_{x 4} = (1/2l₂ ) [ (F_{t 2} l_{2 -} F_{t 3 (} 2l₂ + l₃ )] = (1/2·37,5) (1635·37,5 - 4423·126) = - 6478 Н;

Проверка: R_{x 3} + R_{x 4} + F_{t 3} - F_{t 2} = 3690 - 6478 + 4423 - 1635 = 0.

в плоскости yz:

R_{y 3} = (1/2l₂ ) (F_{r 2} l₂ - F_{a 2} d₂ /2 + F_{r 3} l₃ - F_{a 3} d₃ /2) = (1/2·37,5) (607·37,5 - 316·63,3/2 + 1642·51 -

855·62,3/2) = 908 H;

R_y4 = (1/2l₂ ) [ (-F_r2 l₂ - F_a2 d₂ /2 + F_r3 (2l₂ + l₃ ) - F_a3 d₃ /2) = (1/2·37,5) (-607·37,5 - 316·63,3/2 + 1642·126 - 855·62,3/2) = 1943 H;

Проверка: R_{y 3} - R_{y 4} - F_{r 2} + F_{r 3} = 908 - 1943 - 607 + 1642 = 0.

Суммарные реакции:

P_{r 3} = = = 3800 H; P_{r 4} = = = 6507 H.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_{r 4} + YP_{a 4} ) K_б K_T ,

в которой радиальная нагрузка P_{r 4} = 6507 H; осевая нагрузка P_{a 4} = F_{a 4} = 855 H; V = 1 -

вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров K_б = 1; К_Т = 1.

Отношение F_{a 4/} С_о = 855/18300 = 0,037; этой величине соответствует е = 0,23.

Отношение Р_a4/ P_{r 4} = 855/6507 = 0,13 > е; Х = 0,56; Y = 1,88.

Р_э = (0,56·6507 + 1,88· 855) = 5251 H.

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э ) ³ = (32600/5251) ³ = 240 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶ /60n = 240·10⁶ /60·191 = 37·10³ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран, верно.

Расчет внутренних силовых факторов валов

В проектируемом редукторе два вала - быстроходный и тихоходный. Быстроходный изготовлен, как вал-шестерня. Это значит, он усилен в наиболее нагруженном сечении за счет зубчатого венца.

Кроме того, избыток его прочности заложен в проектировочном расчете. Рассмотрим быстроходный вал. Опасное сечение - шестерня. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана нарезкой зубьев. Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = R_{x 1} l₁ = 817,5 ·0,0365 = 30 Н·м;

М_х = R_у1 l₁ = 384·0,0365 = 25 Н·м;

М_сеч = = = 39 Н·м.

Определим диаметр вала в опасном сечении по совместному действию изгиба и кручения:

М_пр = = = 47 Н·м.

d_сеч = = = 20 мм < d = 36,7 мм.

Прочность вала обеспечена.

Рассмотрим тихоходный вал. Опасное сечение - опора 4. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = F_{t 3} l₃ = 4423·0,051 = 226 Н·м;

М_х = F_{r 3} l₃ + F_{a 3} d₃ /2 = 1642·0,051 + 855·0,0623/2 = 112 Н·м;

М_сеч = = = 253 Н·м.

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, табл.10.2 [2].

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_сеч / 0,1d³ = 253 · 10^3/ 0,1 · 30³ = 67,3 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т_II / 2 · 0,2d³ = 140 · 10^3/ 0,4 · 30³ = 7,6 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 табл.10.13 [2] ; К_τ / К_dτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

K_Fσ = K_Fτ = 1 табл.10.8 [2] ; K_V = 1 табл.10.9 [2].

K_{σ Д} = (К_σ / К_dσ + 1/К_Fσ - 1) · 1/K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_{τ Д} = (К_τ / К_dτ + 1/К_Fτ - 1) · 1/K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1/ K_{σ Д} = 360/3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _{- 1/} K_{τ Д} = 200/2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7/67,3 = 1,7; S_τ = τ _{- 1Д} / τ _а = 91/7,6 = 12

S = S_σ S_τ / = 1,7 · 12/ = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена. Смазка.

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием меньшего зубчатого колеса в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по табл.11.1 [2]:

V₁ = 2,8 м/с - V_40° = 28 мм² /с

По таблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V_{40° C} = 26-32 мм² /с.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

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

Ведущий вал Ø20 мм, шпонка 6 × 6 × 40, t₁ = 3,5 мм.

σ_см = 2 · 7,6 · 10^3/ 20 · (40 - 6) (6 - 3,5) = 8,12 МПа < [σ] _см

Ведомый вал Ø35 мм, шпонка 10 × 8 × 36, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 140 · 10^3/ 35 · (36 - 10) (8 - 5) = 91,8 МПа < [σ] _см

Ведомый вал Ø27 мм, шпонка 7 × 7 × 50, t₁ = 4 мм.

σ_см = 2 · 140 · 10^3/ 27 · (50 - 7) (7 - 4) = 80,4 МПа < [σ] _см

Выбор муфт

Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя.

Диаметр конца вала: Ø20 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 63-20-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[М] = 63 Н · м, D × L = 100 × 104.

В нашем случае: М_I = 30 Н · м

Запас у муфты большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.

Список использованной литературы

1. С.А. Чернавский и др. - Курсовое проектирование деталей машин,

2. Москва, "Машиностроение", 1988 г.

3. П.Ф. Дунаев, С.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин,

4. Москва, "Высшая школа", 1998 г.

5. М.Н. Иванов - Детали машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.

6. А.Е. Шейнблит - Курсовое проектирование деталей машин,

7. Калининград, "Янтарный сказ", 2002 г.