Кинематический и энергетический расчеты приводной станции

 

- вертикальная плоскость  в сечении вала под колесом

 

 

- крутящий момент  от колеса передается валом к соединительной муфте!

 

8.3.3 Проверка вала в наиболее напряженном месте – под зубчатым колесом (материал то же, что и для промежуточного вала), т.к. и

- суммарный изгибающий  момент

 

 

 

- эквивалентный момент

 

 

 

 

 

 

Вывод: Так как ранее в (ориентировочном расчете) принят диаметр под колесом , то устанавливаем под колесом 48 мм, и уточненная конструкция вала представлена на рисунке 8.3.2

 

 

 

 

Рисунок 8.3.2. Уточненные диаметры выходного вала.

 

9. Выбор подшипников.

9.1 Ведущий вал.

9.1.1 Данные к расчету

- диаметр вала подшипника:

- частота вращения вала:

- срок службы привода: 

 

Рисунок.9.1.1 Расчетная схема выбора подшипников ведущего вала

9.1.2 Реакции (суммарные)  в опорах (значения из п.8.1.1 и 8.1.2)

=

=

9.1.3 Выбор типа подшипника. Так как осевые силы в зацеплении  по величине одинаковы и направлены  в противоположные стороны, то  принимаем  в конструкции подшипникового узла установку обычных шарикоподшипников радиальных однорядных.

9.1.4 Эквивалентная динамическая  радиальная нагрузка

,

где

X – коэффициент радиальной нагрузки (X=1, табл. 14.14 [5]);

V – коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца вместе с валом V=1, стр. 348 [5]);

 – значение наибольшей по величине реакции;

- коэффициент  безопасности (, табл. 14.18 [5]);

- температурный  коэффициент (при , , табл.14.19[5]).

 

 

9.1.5 Динамическая (расчетная)  грузоподъемность для выбора  подшипника из таблиц стандартов

 

9.1.6 Из таблицы 14.3 [5] подбираем шарикоподшипник радиальный однорядный №206 у которого

 

9.1.7 Размер подшипника  и буртиков в крышке и на  валу.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9.2 Промежуточный вал

9.2.1 Данные к расчету.

- частота вращения вала 

- диаметр вала под  подшипником 

Рисунок. 9.2 Расчетная схема к выбору подшипников промежуточного вала

9.2.2 Суммарные реакции  в опорах (см. данные п. 8.2.1 ПЗ)

=

=

9.2.3 По аналогии с ведущим  валом и для промежуточного  вала применяем радиальный шарикоподшипник,  так как осевые силы  не оказывают осевого воздействия на его.

 

9.2.4 Эквивалентная динамическая  радиальная нагрузка

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 9.2.7 Размеры подшипника и установочные буртики.

9.2.5 Расчетная динамическая  грузоподъемность 

 

9.2.6 По и из таблицы выбираем подшипник № 207 у которого С = 25,5 кН.

9.3 Выходной (тихоходный) вал

9.3.1 Данные к расчету

- диаметр вала под  подшипником – 45 мм

- частота вращения вала  – 

- срок службы  .

 

 

 

 

 

 

 

Рис.9.3 Расчетная схема  подбора подшипников ведомого (тихоходного) вала

9.3.2 Суммарные реакции  в опорах (данные из п. 9.3.1)

=

=

9.3.3 Осевое нагружение  опор отсутствует  и поэтому  подшипники шариковые радиальные  однорядные.

9.3.4 Эквивалентная динамическая  радиальная нагрузка

 

 

9.3.5 Расчетная динамическая  грузоподъемность 

 

9.3.6 По диаметру 45 мм с большим запасом выбираем подшипник № 209 у которого

9.3.7 Размер подшипника  с установочными буртиками

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Расчет шпонок.

10.1 Размеры шпонок (по  ГОСТу 23360-78) заносим в таблицу  10.1

Таблица 10.1

Вал	Диаметр вала, d (мм)	Крутящий момент, Т (Нм)	Сечение шпонки		Глубина паза		Длина шпонки по ГОСТу, (мм)
			B	h	вала	ступицы
Ведущий	24 (под шкивом)	33,1	8	7	4,0	3,3	20
Промежуточный	36 (под зубчатым колесом)	63,65	10	8	5,0	3,3	25
	38 (под шестерней)	127,3	10	8	5,0	3,3	36
Ведомый	44 (под муфтой)	424,4	14	9	5,5	3,8	56
	48 (под зубчатым колесом)	424,4	14	9	5,5	3,8	50

 

10.2  Расчетная длина  шпонок

Из условия 

,

где и - см. рис. 10.1 ПЗ

К=0,4h – глубина нахождения шпонки в ступице

- допустимое  напряжение на смятие  (стр.91 [5] )

 

 

- вал ведущий 

 

- вал промежуточный

 

 

 

- вал ведомый

 

 

10.3 Длина шпонки

 

 - вал ведущий

 

- вал промежуточный

 

 

- вал ведомый

 

 

По ГОСТ 23360-78 принимаем:

вал ведущий ,

вал промежуточный ,

                                   ,

вал ведомый ,

                      

Рисунок 10.2.1 Эскиз шпоночного соединения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11. Подбор и проверка соединительной муфты.

11.1По  вала 44 мм и из табл. 5 (приложение [5] ) выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП-44), основные размеры указаны на рисунке 11.1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 11.1 Основные данные муфты соединительной по ГОСТу 21424-93

11.2 Проверка резиновых  втулок

 

к – коэффициент запаса прочности (к = 1,3, табл.15.2 [ ])

 

 – длина  резиновой втулки.

 

1,8<2…4 МПа. (стр.382 [5])

11.3 Проверка пальцев на  изгиб

,

что ,

где из [5] стр.382    и для пальца из стали 45 , следовательно .

Вывод: Муфта 500 – 44 – 1 ГОСТ 21424 – 93 для передачи Т=424,4 Нм по и работоспособна, т.к. и .

 

 

 

 

 

 

12. Проверочный (уточненный) расчет валов.

Справочно: Расчет сводится к определению фактического коэффициента запаса сопротивления усталости для предположительно опасных сечений  и сравнению его с допускаемым.

При общем (одновременном) действии нагружений изгиба и кручения должно соблюдаться стр. 386 [8]).

Опасное сечение устанавливается  по чертежу вала (из листа графической  части – сборочный чертеж редуктора) и уточненным эпюрами крутящих и  изгибающих моментов каждого вала.

Уточнение осуществляется после  вычерчивания в тонких линиях сборочного чертежа редуктора и сравнения  полученных измерением расстояний между  срединами подшипников и местами  приложения нагрузок на валы от , , и и этими же расстояниями принятыми из эскизной компановки ( в нашем случае, полученных расчетным путем). В случае идентичности или же расхождением до 5%, значения   и T для опасных сечений принимаются из эпюр раздела освещающего расчет валов.

Анализ, выполненный по изложенной методике, в нашем случае показывает расхождение на 2 мм и дает основание использовать данные раздела 8 пояснительной записки без уточнения.

12.1 Ведущий вал.

Вал проектируется в конструктивном исполнении с шестерней и следовательно  материал Сталь 45Х, для которого из табл. 7.1.[6] , ,

Анализ рисунок 8.1.1 ПЗ показывает необходимость проверки вала в сечении под опорой ''A'' (имеется и ). Концентратором напряжений выступает посадка внутреннего кольца подшипника с натягом.

- напряжения в этом  сечении

 

 

здесь и - моменты сопротивления изгибу и кручению сечения вала.

          и - значения моментов изгиба и кручения в сечении вала (см. рисунок 8.1.1)

           d – диаметр вала ведущего под  подшипниками.

- коэффициенты запаса  сопротивления усталости

  и ,

где - и - пределы выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле изгиба (при котором среднее напряжение , а амплитуда нагружений )  и отнулевом цикле кручения (при этом ).

 и  – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений (для Стали 45Х и , таблице 7.1 [6]).

 и  - коэффициенты снижения пределов выносливости.

 и ,

здесь и - эффективные коэффициенты напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы.

- коэффициент  влияния абсолютных размеров  поперечного сечения.

Для валов в местах установки  деталей по таблице 8.20 [6]);

 и .

- коэффициент  влияния шероховатости поверхности (, стр. 309 [6]);

- коэффициент  влияния поверхностного упрочнения, для неупрочненных поверхностей (стр. 309 [6]).

Тогда

; .

,

 

.

- общий запас сопротивления  усталости

, что > [S]=1,5…2,5

Вывод: концентрация напряжений в сечении вала под опорой “A”, вызываемая посадкой внутреннего кольца подшипника не оказывает особого влияния на усталостные разрушения в этом месте при и материале Сталь 45Х. Было бы рациональнее использовать сталь с характеристиками несколько ниже чем Сталь 45Х однако материал выходного вала продиктован необходимостью использовать в конструкции вал-шестерню, а материал для зубчатого зацепления назначен, именно, Сталь 45Х.

12.2 Промежуточный вал.

Анализ рисунка 8.2.1 ПЗ показывает необходимость проверки этого вала по запасу сопротивления усталости под шестерней тихоходной цилиндрической передачи. В этом месте наибольшее значение и , т.е. и .

Под колесом быстроходной ступени 

 

 

Под шестерней концентрация вызвана наличием шпоночной канавки в=10 мм и глубиной (см. таблицу 10.1  ПЗ)

- нагружения в этом  сечении 

 

 

 

 

 

 

 - коэффициент снижения пределов выносливости (по таблицам и рекомендациям, стр. 309…312 [6] и стр. 387…389 [8]), приняв для вала Сталь 45 с ,  , , и (табл. 7.1 [6]). ; ;;  ; .

; .

- коэффициент запаса  прочности

,

 

.

- общий запас сопротивления  усталости

, что > [S]=1,5…2,5

Вывод: усталостная прочность выбранного материала обеспечивается.

12.3 Выходной (тихоходный) вал.

Также анализ эпюр на рисунке 8.3.1 ПЗ показывает необходимость проверки вала в сечении под зубчатым колесом с концентратором напряжения – шпоночным пазом в=14 мм, , на диаметр d=48 мм.

В этом сечении наибольший суммарный изгибающий момент , (см. п. 9.3.3 ПЗ) и

- напряжения в этом  сечении

 

 

 

 

 

- коэффициенты снижения  пределов выносливости для Стали  45 (применяем материал тот же, что и для промежуточного вала для унификации); ;;  ; (по таблицам и рекомендациям, стр. 309…312 [6] и стр. 387…389 [8]),

; .

- коэффициент запаса  прочности

,

 

.

- общий запас сопротивления  усталости

, что > [S]=1,5…2,5.

Вывод: общий запас сопротивления усталости для тихоходного вала наибольший из трех валов, несмотря на значительные отличия в сторону увеличения значений   и Т. Здесь следовало бы использовать материал с показателями и ниже чем принятый, однако для уменьшения номенклатуры сталей оставим Сталь 45.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

13.Смазка зацеплений и подшипников.

13.1 Средняя скорость в  зацеплении

,

где - скорости в зацеплениях быстроходной и тихоходной ступеней привода ( - п. 4.2.8 и - п.4.1.6)

 

 

13.2 Кинематическая вязкость  масла для смазки зубчатых  зацеплений

по  при

из табл. 8.32 [7] назначаем масло с вязкостью 118

13.3 Смазочный материал

По таблице 8.34 [7] по кинаматической вязкости 118 принимаем индустриальное масло Н-100А ГОСТ 20799-75

13.4 Объем смазочного материала

.

С учетом действительных размеров внутренней полости редуктора и  глубины погружения колеса на 1/3 радиуса  по внешнему диаметру,

то 

.

здесь А, Б – соответственно ширина, длина внутренней полости  основания редуктора, измерения  из чертежа.

Н – высота слоя смазочного материала, с учетом погружения колеса тихоходной ступени на 1/3 радиуса.

13.5 Смазка подшипников.

Так как , и в соответствии с заключением п.6.8 ПЗ подшипники смазываются пластичным смазочным материалом и от внутренней полости редуктора закрываются мазеудерживающими кольцами.

При температуре эксплуатации от – 20 до + 65 широко используется Солидол жировой УС – 2, ГОСТ 1033 – 79, который и назначаем для смазывания подшипников.