Проектирование силового электромеханического привода (стр. 3 из 3)

[σ]H2 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]F1 = 1,03HBCP1 = 290 · 1,03 = 299 МПа

[σ]F2 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

[σ]H1max = 2,8 σт = 2,8 · 650 = 1820 МПа

[σ]H2max = 2,8 σт = 2,8 · 540 = 1512 МПа

[σ]F1max = 2,74 HBCP1 = 2,74 · 290 = 795 МПа

[σ]F2max = 2,74 HBCP2 = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]H = [σ]H2 = 514 МПа.

Результаты расчетов отразим в таблице 2.

3 Проектирование узла привода

3.1 Проектный расчет промежуточного вала и предварительный выбор подшипников качения

Диаметр вала:

dпр ≥ (6…7)

= (6…7) = 39,3…45,9

Принимаем: dпр = 46 мм

Диаметр под подшипники:

dбпр = dпр – 3r = 46 - 3 · 2,5 = 38,5 мм, где r = 2,5 из [1].

Принимаем: dбпр = 40 мм (ГОСТ 27365-87).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7208 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 40 мм, D = 80 мм, b = 18 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 58,3 кН.

Статическая грузоподъемность Со = 40 кН.

По [1] определяем остальные конструктивные размеры:

dбк ≥ dпр + 3f = 46 + 3 · 1,2 = 49,6 мм; принимаем: dбк = 50 мм.

dбп ≥ dбпр + 3r = 40 + 3 · 2 = 46 мм; принимаем: dбп = 46 мм.

3.2 Основные размеры элементов узла привода и его конструктивная проработка

Основные размеры корпуса и крышки редуктора.

По рекомендациям [1] в качестве материала корпуса выбираем:

СЧ15 ГОСТ 1412-85.

Толщина стенки корпуса:

δ = 2,6

≥ 6 мм

δ = 2,6

= 6,19 мм

Принимаем: δ = 8 мм – табл. 24.1 [1].

Толщина стенки крышки корпуса: δ1 = 0,9δ = 0,9 · 8 = 7,2

Принимаем: δ1 = 7,5 мм – табл. 24.1 [1].

Толщина поясов стыка:

b = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм; b1 = 1,5δ1 = 1,5 · 7,5 = 11,3 мм

Принимаем: b = 12 мм; b1 = 11,5 мм – табл. 24.1 [1].

Размеры конструктивных элементов из [1]:

f = (0,4…0,5) δ1 = (0,4…0,5) · 7,5 = 3…3,75 мм; f = 3,6 мм.

l = (2…2,2) δ = (2…2,2) · 8 = 16…17,6 мм; l = 17 мм.

Из [1] в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов крепления крышки редуктора и отверстия под них:

Болт: М12; d0 = 13 мм.

Ширина фланца корпуса и крышки:

К = 2,7d = 2,7 · 12 = 32,4 мм; К = 32 мм – табл. 24.1 [1].

К1 = 2,2d = 2,2 · 12 = 26,4 мм; К = 26 мм – табл. 24.1 [1].

Диаметры штифтов:

dшт = (0,7…0,8)d = (0,7…0,8) · 12 = 8,4…9,6 мм; dшт = 10 мм

Диаметры болтов крепления корпуса редуктора на раме:

dк =

≥ 12 мм

dк =

= 8,2 мм; берем: М10

Толщина фланца крепления редуктора на раму:

g = 1,5 dк = 1,5 · 10 = 15 мм.

Диаметр болтов крепления крышек подшипников:

dп = (0,7…0,75)dк = (0,7…0,75) · 10 = 7,0…7,5 мм; берем М8.

3.3 Силовая схема привода (в аксонометрическом изображении)

Изобразим на рисунке 3 схему привода и нанесем все действующие силы.

Рис. 3

3.4 Определение опорных реакций вала

Рассмотрим промежуточный вал редуктора.

Реакции опор (рис. 4):

в плоскости xz:

Rx3 = (Ft3l3 + Ft2l2)/2l2 = (5872·65 + 2806·50)/2·50 = 5220 Н;

Rx4 = [( Ft2l2 - Ft3 (2l2 + l3)] /2l2 = ( 2806·50 - 5872·165)/2·50 = - 8286 Н;

Проверка: Rx3 + Rx4 + Ft3 - Ft2 = 5220 - 8286 + 5872 – 2806 = 0.

в плоскости yz:

Ry3= (Fr2l2 - Fa2d2/2 + Fr3l3)/2l2 = (1038·50 - 508·201/2 + 2137·65)/2·50 = 1398 H;

Ry4= (-Fr2l2 - Fa2d2/2 + Fr3(2l2 + l3))/2l2 = (-1038·50 - 508·201/2 + 2137·165) /2·50 = 2497 H;

Рис. 4

Проверка: Ry3 - Ry4 - Fr2 + Fr3 = 1398 – 2497 – 1038 + 2137 = 0.

Суммарные реакции:

Pr3 =

= = 5404 H;

Pr4 =

= = 8654 H.

4 Проверочный расчет подшипников качения

Подшипник рассчитываем по наиболее нагруженной опоре. Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Fa3min = 0,83 ∙ e ∙ Pr3 = 3026 H; Fa4min = 0,83 ∙ e ∙ Pr4 = 4846 H; [1].

Так как Fa3min < Fa4min и Fa2 < Fa4min - Fa3min, то Fa4 = Fa4min = 4846 H;

Fa3 = Fa4 - Fa2 = 4846 – 508 = 4338 Н [1].

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = (XVPr + YPa)KбKT,

в которой радиальная нагрузка Pr = 8654 H; осевая нагрузка Pa = 4846 H;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб = 1,3;

КТ = 1 [3].

Отношение Pa / Со = 4846 / 40000 = 0,12; этой величине соответствует е = 0,68.

Отношение Рa / Pr = 4846 / 8654 = 0,56 < е; Х = 1; Y = 0.

Рэ = (1·8654 + 0· 508) · 1,3 = 11250 H < С = 58300 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/Pэ)3 = (58300/11250)3,33 = 240 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = L·106/60n = 240·106/60·236,6 = 2,6·104 ч,

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

5 Проверочный расчет промежуточного вала

Опасное сечение – опора подшипника.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Мх = Fr3l3 = 2137 · 0,065 = 138,9 Н·м;

Му = Ft3l3 = 5872 · 0,065 = 381,68 Н·м;

Мсеч =

= = 406 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа = σu = Мсеч / 0,1dбпр 3 = 406 · 103 / 0,1 · 403 = 63,4 МПа

τа = τк /2 = T2 / 2 · 0,2dбпр 3 = 282 · 103 / 0,4 · 403 = 11,0 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];

KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].

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 = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 63,4 = 1,5; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 11 = 8,3

S = Sσ Sτ /

= 1,5 · 8,3 / = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

6 Проверочный расчет шпоночных соединений

Напряжение смятия:

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

Промежуточный вал Ø46 мм, шпонка 14 × 9 × 50, t1 = 5,5 мм.

σсм = 2 · 282 · 103 / 46 · (50 – 14)(9 – 5,5) = 97 МПа < [σ]см

Промежуточный вал Ø36 мм, шпонка 10 × 8 × 63, t1 = 5 мм.

σсм = 2 · 282 · 103 / 36 · (63 – 10)(8 – 5) = 99 МПа < [σ]см

7 Выбор смазочных материалов

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по [1] (табл. 11.1):

V = 1,5 м/с; [σ]H = 514 МПа – V50° = 34 мм2/с

По [1] (табл. 11.2) принимаем масло индустриальное И-40А, у которого

V50°C = 35-45 мм2/с.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

8 Построение полей допусков для соединения основных деталей

Посадка зубчатого колеса на вал: Ø46

(рис. 5).

Рис. 5.

Минимальный натяг: Nmin = 0,001 мм.

Максимальный натяг: Nmax = 0,042 мм.

Посадка внутреннего кольца подшипника на вал: Ø40

(рис. 6).

Рис. 6.

Минимальный натяг: Nmin = 0,002 мм.

Максимальный натяг: Nmax = 0,030 мм.

Посадка наружного кольца подшипника в корпус: Ø80

(рис. 7).

Рис. 7.

Минимальный зазор: Smin = 0.

Максимальный зазор: Smax = 0,045 мм.

Список использованной литературы

1. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин,

Москва, «Высшая школа», 1984 г.

2. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин,

Москва, «Машиностроение», 1988 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.