Привод аэросаней

Проектировочный расчет

3.2.1 Определение числа зубьев шестерни и колеса

i2==2,95

Принимаем z1=18, тогда z2=z1i1=182,95=53,1; принимаем z2=53;

3.2.2 Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса

NH1=60·n2·c1·t=;

NH2=60·n3·c2·t=

с1 и c2 -количества контактов зубьев шестерни колеса за один оборот

t-срок службы передачи

3.2.3 Определение допускаемых напряжений

а) контактные:

[уH]=·ZR· ZE·KL·KХН·KHL?0.9·· KHL;

уHO1=18·45+150=960 МПа;

[уH]1=0,9=785,45 Mпа;

уHO2=18·40+150=870 MПа;

[уH]2==711 МПа;

В качестве расчетного принимаем [уH]расч=711 МПа;

б) изгибные :

уF=·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF?·kFL;

Так как NF1>NFO1 и NF2>NFO2 ,то kFL1= kFL2=1; ; уFO1= уFO2=550 Mпа; SF1=SF2= 1,75;

[уF]1=[уF]2==314.286 МПа;

в) предельные:

[уH]max1=[уH]max2=2.8уT; [уH]max1=[уH]max2==4480 МПа;

[уF]max1=[уF]max2=0.8уT; [уF]max1=[уF]max2==1280 МПа;

3.2.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

kH= kHв· kHх ---- коэффициенты расчетной нагрузки

kF= kFв· kFх соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость;

kHв и kFв ---- коэффициенты динамической нагрузки ;

kHв =1,07; kFв =1,14;

kHх? kFх=kV=1,2 --- коэффициенты динамической нагрузки для

8-ой степени точности, принятой нами в предположении, что окружная скорость в зацеплении Vокр=3-8;

kH==1,284 ;

kF==1,386;

3.2.5 Начальный (делительный) диаметр шестерни

=; где =675 ; =1,15; =72,82 Нм;

=675=38 мм;

3.2.6 Модуль зацепления

окружной =2,11 мм;

По ГОСТ 9563-60 округляем модуль до m=2,5 мм,тогда

=88,4 мм;

=45 мм;

=132,5 мм;

ширина зубчатого венца bw=dw1bd =27 мм.

Проверочный расчет

3.2.7 Проверка передачи на контактную выносливость:

Предварительно устанавливаем следующие параметры:

коэффициенты :

; =1,765,

; ;

Уточнение окружной скорости:

=6,25 м/с;

Уточнение расчетной нагрузки:

; ,где

=7,66 Н/мм;

=3236,4 Н;

=128,25 Н/мм;

=1,059;

Определяем удельную расчетную окружную силу:

=135,8 Н/мм;

=771,8 МПа;

Т.о. недогрузка передачи составляет 15,3%. Для более рационального ее использования принимаем толщину зубчатого венца равной 36 мм:

=96,193Н/мм;

=1,0796;

Определяем удельную расчетную окружную силу:

=103,85 Н/мм;

=674,89 МПа;

Т.о. недогрузка меньше 3%.

3.2.8 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

уF=·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF?·kFL;

=76,45; =84,45;

Проверяем зуб шестерни:

=110,57 Н/мм;

; ; ;

=142,59 МПа, что меньше допустимого.

3.2.9 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома):

=1088,9 МПа;

=313,7 МПа;

3.2.10 Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса

=45 мм; =132,5мм;

=50 мм; =137,5 мм;

=38,75 мм;

=126,25 мм;

=27 мм; aw=88,4 мм.

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

=38,3 мм, принимаем равным 38 мм.

4.Подбор муфт

Муфта 1: Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21424-75

D=80 мм;

dm=18 мм;

l=80 мм;

Муфта 2:Муфта шарнирная 500-1-60-1-УЗ ГОСТ 5147-80

5. Расчет валов

5.1 Рассчитаем диаметры валов из условия прочности при кручении

(Сталь 45 по ГОСТ 1050-74)

=18 мм, принимаем равным 18 мм.

=26,13 мм, принимаем равным 26 мм.

=37,41 мм, принимаем равным 38 мм.

5.2 Проверочный расчет быстроходного вала

Вал представляют как балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (рис.1):

=23,34 Нм

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

;

Определим эквивалентные напряжения

=90,16 МПа;

=20,1 МПа;

=96,64 МПа;

=186,7 МПа (Сталь 45 по ГОСТ 1050-74);

Е;

Проверим коэффициент запаса прочности по усталости:

При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:

; [S]=1,3

где коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

коэффициент запаса по касательным напряжениям:

; ;

Суммарные коэффициенты и , учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении, вычисляем по формулам:

=1,46;

=1,296;

=40,02 МПа; ==0

=10,05 МПа;

=4,271; =10,98;

=3,75;

5.3 Проверочный расчет среднего вала

Вал представляют как балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (рис.2):

=72,82 Нм

Ftpк=1111,42 Н; Frpк=361,12 Н;

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

;

Определим эквивалентные напряжения

=127,9 МПа;

=20,7 МПа;

=132,8 МПа;

=186,7 МПа (Сталь 45 по ГОСТ 1050-74);

Е;

Проверим коэффициент запаса прочности по усталости:

При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:

; [S]=1,3

где коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

коэффициент запаса по касательным напряжениям:

; ;

Суммарные коэффициенты и , учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении, вычисляем по формулам:

=1,57;

=1,39;

=42,64 МПа; ==0

=10,35 МПа;

=3,73; =10,42;

=3,51;

Рис.1

Рис.2

5.3 Проверочный расчет приводного вала

Вал представляют как балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (рис.1):

=209,47 Нм

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

;

Определим эквивалентные напряжения

=122,1 МПа;

=19,08 МПа;

=126,49 МПа;

=186,7 МПа (Сталь 45 по ГОСТ 1050-74);

Е;

Проверим коэффициент запаса прочности по усталости:

При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:

; [S]=1,3

где коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

коэффициент запаса по касательным напряжениям:

; ;

Суммарные коэффициенты и , учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении, вычисляем по формулам:

=1,58;

=1,4;

=40,7 МПа; ==0

=9,54 МПа;

=3,88; =11,23;

=3,66;

6. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности

Современный расчет подшипников качения базируется на двух критериях:

1) статической грузоподъемности (предупреждает образование вмятин);

2) динамической грузоподъемности (предупреждает усталостное выкрашивание);

При проектировании опор передачи исходными для определения нагрузок, действующих на подшипник, являются силы в зацеплении. В зацеплении действует нормальная сила Fn и сила трения Fтр. Силами трения в зацеплении пренебрегают, так как коэффициент трения между хорошо смазанными и чисто обработанными зубьями весьма мал. Для удобства расчетов нормальную силу Fn раскладывают на составляющие: в общем случае - радиальную Frр; окружную Ftр; осевую Faр.

Схема приложения нагрузок, их распределение между опорами и их величины такие же, как были приведены в проверочных расчетах соответствующих валов.

6.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Для наиболее нагруженной опоры (А) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RA), V=1, Кб=1, КТ=1;

, принимаем X=1, Y=0.

Эквивалентную нагрузку для радиального подшипника определяют по формуле:

Для определения динамической грузоподъемности определяем:

a1=0,62 - коэффициент, учитывающий надежность узла;

a23=0,7 - коэффициент, учитывающий качество материала подшипника;

p=3 - показатель степени, определяющий тип подшипника;

=1020 млн. об. - ресурс в миллионах оборотов;

=7748,33 Н;

По каталогу выбираем подшипник радиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №205, d=25 мм, D=52 мм, B=15 мм, C=14000 H, C0=6950 H, n=12000 мин-1;

Проверка на быстроходность:

; =38,5 мм;

мин-1<12000 мин-1

6.2 Расчет подшипников среднего вала

Для наиболее нагруженной опоры (В) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RВ), V=1, Кб=1, КТ=1;

, принимаем X=1, Y=0.

Эквивалентную нагрузку для радиального подшипника определяют по формуле:

;

=318,75 млн. об.;

=40826,74 Н;

По каталогу выбираем подшипник радиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №305, d=25 мм, D=62 мм, B=17 мм, C=41000 H, C0=22400 H, n=7500 мин-1;

Проверка на быстроходность:

; =43,5 мм;

мин-1<7500 мин-1

6.3 Расчет подшипников приводного вала

Для наиболее нагруженной опоры (А) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RA), V=1, Кб=1, КТ=1;

, принимаем X=1, Y=0.

Эквивалентную нагрузку для радиального подшипника определяют по формуле:

;

=108 млн. об.;

=31167,5 Н;

По каталогу выбираем подшипник радиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №306, d=30 мм, D=72 мм, B=19 мм, C=32000 H, C0=24200 H, n=8000 мин-1;

Проверка на быстроходность:

; =51 мм;

мин-1<8000 мин-1

7.Расчет параметров корпуса

Обычно корпуса редукторов изготавливают из чугунного литья, а корпуса тяжелонагруженных редукторов- из стального литья. При индивидуальном изготовлении корпуса часто выполняют сварными из листовой стали Ст2,Ст3. Толщина стенок сварных корпусов примерно на 20-30 % меньше чугунных.

Соотношение размеров основных элементов корпуса из чугуна

Толщина стенки редуктора

мм;

Толщина стенки крышки

мм;

Толщина ребра:

в сопряжении со стенкой корпуса

мм;

в сопряжении со стенкой крышки

мм;

высота

Н=5=40 мм;

Диаметр фундаментальных болтов:

 мм;

Диаметр болтов соединения крышки с корпусом редуктора:

мм;

Диаметр болтов крепления торцовых крышек подшипников и крышки смотрового отверстия:

мм;

Толщина фундаментных лап:

мм;

Толщина фланца корпуса

мм;

Высота центров:

мм;

Зазор между зубчатым колесом и стенкой корпуса:

=0,6=4,8 мм;

между зубчатым колесом и дном:

1=2,5=16 мм;

между зубчатыми колесами:

2=0,4=3,2 мм;

8.Подбор масла

Экономичность и долговечность машин в большей степени зависят от правильности выбора смазочного материала. Обычно значение коэффициента трения в парах трения снижаются с ростом вязкости смазочного материала, но вместе с тем повышаются гидромеханические потери на перемешивание смазочного материала. Вопрос правильного выбора вязкости масла сводится к определению некоторого оптимального ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, а также рекомендаций теории смазывания.

1. Способ смазывания.

В редукторе применим непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным методом (окунанием). Этот способ применим для зубчатых передач при окружных скоростях до 12,5 м/с.

2. Выбор сорта масла.

Масло индустриальное И-100А ГОСТ 20799-75

9. Расчет болтов крепления редуктора к раме

Расчетная схема болтового соединения приведена на рис.3.

9.1 Определим потребное усилие затяжки из условия не раскрытия стыка:

;

; ; =0;

;

z=4 - принятое число болтов;

Ас - площадь, на которой расположена группа болтов:

=180246=44280 мм2,

Wc - момент сопротивления:

=1815480 мм3;

=23,34+209,47=232,87 Нм

k = 1,5 - коэффициент запаса затяжки;

=2129,9 Н;

=291,08 Н;

9.2 Полное усилие, действующее на один болт:

=2129,9+0,4291,08=2246,33 Н

Материал болтов сталь 40Х -

=333,33 МПа;

9.3 Определяем расчетный внутренний диаметр резьбы болтов из условия их прочности на разрыв:

=3,58 мм;

Конструктивно принимаем внутренний диаметр d=20 мм.

Рис.3

Список используемой литературы

1. Анурьев В.И. “Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.1-М: Машиностроение,1982-736 с.

2. Анурьев В.И. “Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.2-М: Машиностроение,1980-559 с.

3. Анурьев В.И. “Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.3-М: Машиностроение,1978-557 с.

4. “Проектирование механизмов-роботов”/В.И.Назин - Учебное пособие. Харьков: ХАИ,1999-137 с.

5. “Расчет и проектирование зубчатых передач”/Учебное пособие к курсовому проекту по деталям машин/Артеменко Н.П., Волошин Ю.И. Харьков: ХАИ, 1980-113 с.

6. “Инженерные расчеты подшипников и валов”/Учебное пособие- В.И.Назин-Харьков: ХАИ, 1995-120с.

7. Иванов М.Н. “Детали машин”. Учебник для ВУЗов. М, «Высшая школа”,1976-339 с.

Размещено на Allbest.ru