Курсовой проект на тему: Проектирование привода гидронасоса

5. Расчет цепной передачи.

5.1 Определение геометрических размеров зубчатой передачи

Делительные диаметры:

d1 = mZ1 = 3·122 = 66(мм); (4.9)

d2 = mZ2 = 3·191 = 273 (мм).

Фактическое межосевое расстояние:

(мм). (4.10)

Диаметры вершин зубьев:

da1 = d1+2m = 66+2·13 = 72 (мм); (4.11)

da2 = d2+2m = 273+2·13 = 279 (мм).

Диаметры впадин зубьев:

df1 = d1-2,5m = 66 – 2,5·13 = 58. 5(мм); (4.12)

df2 = d2 -2,5m = 273 – 2,5·13 = 265,5 (мм).

Ширина колеса:

b2 = yа a = 0,315·1170= 53 (мм). (4.13)

Примем b2 = 53 (мм).

b1 = b2+(3…5) = 53 + 3 = 56 (мм).

5.2 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность.

, (4.14)

где а = 170(мм);

Uф =4,13;

b2 = 53 (мм).

При = 0, 8, kHb = 1,18 [2, табл.3.3.].

(м/с); (4.15)

kHV = 1 при V‹ 5 м/с [5, табл.3.6].

Примем 8 степень точности изготовления колёс.

(Н/мм2). (4.16)

sн = 549 (Н/мм2 )<[sн] = 572,7 (Н/мм2 ) – условие выполняется.

5.2 Расчёт передачи на изгиб

5.3.1 Для шестерни:

, (4.17)

где Zv1 = Z1 = 22; yf1 = 4,02;

yb - коэффициент наклона зуба; yb = 1;

kFb - коэффициент концентрации нагрузки; kfb = 1,07[2, табл. 3.4];

kFv - коэффициент динамичности; kfv = 1,22[2,с.13];

SF = 1,75 – коэффициент безопасности; [sF]1 = (н/мм2).

sF1 = (н/мм2).

sF1 = 80,5 (н/мм2)< [sF]1 = 319 (н/мм2).

5.3.2 Для колеса

(4.18)

yF2 = 3,6; [sF]2 = (н/мм2);

sF2 = (н/мм2);

sF2 = 76.1 (н/мм2)< [sF]2 = 288 (н/мм2).

5.4 Определение усилий в зацеплении

Окружная сила (кН);

радиальная сила = 3,16?0,364 = 1,15 (кН); здесь a = 20° - угол зацепления;

осевая сила Fa = 0


6. Расчёт валов

6.1 Материал валов – сталь 40Х ГОСТ 4543 – 87, термообработка – улучшение.

sв = 730 Н/мм2;sт = 500 Н/мм2.

6.2 Конструирование валов

6.2.1 Диаметр выходного конца быстроходного вала:

(6.1)

здесь Т= 40,27?103 Н·мм;

[t] – допускаемое напряжение на кручение;

[t] = 0,03sв = 0,03·1730 = 21,9 Н/мм2; (6.2)

21,9 мм.

Принимаем d = 25 мм, учитывая что вал соединяется с валом двигателя (d = 28 мм) посредством муфты.

Диаметр вала под подшипник: dп= d + 2t,

где t – высота заплечиков, t = 2 мм [2, табл. 4.2]; dп = 25+2·12 = 29мм. Примем dп = 30мм.

Диаметр буртика подшипника: dб= dп+ 3,2r,

где r = 2 мм; dб = 30+3,2·12= 36,4 мм. Примем dб = 40 мм.

Расстояние от впадины зуба до шпоночного паза S = - 3,175 мм.

S< 2,5m+2 – принимаем конструкцию вала, как вал – шестерня.

Быстроходный вал редуктора

Рисунок 6.1 - Быстроходный вал редуктора

6.2.2. Промежуточный вал

Диаметр под подшипник промежуточного вала dп:

(6.3)

= 28,8мм.

Принимаем dп = 30мм.

Диаметр буртика подшипника:

dбп= dш+ 3,2r, (6.4)

где r = 2мм;

dбп = 30+3,2?2= 36,4 мм.

Примем dбп = 40 мм.

Диаметр колеса:

dк= dбп + 2t = 40 + 2·12,5 = 45 мм. (6.5)

Примем dк = 45 мм.

Диаметр буртика колеса:

dбк = dк + 3f = 45 + 3·11,6 = 49,8 мм. (6.6)

Примем dбк = 50 мм.

6.2.3. Тихоходный вал

Диаметр под подшипник тихоходного вала dп:

(6.7)

= 46,7мм.

Принимаем dп = 50 мм.

Диаметр вала под звездочку:

dз= dп - 2t = 50 – 2·12,5 = 45 мм. (6.8)

Примем dз = 45 мм.

Диаметр под колесо:

dк= dп + 3,2r = 50 + 2·13,2 = 59,6 мм. (6.9)

Примем dк = 60 мм.

Диаметр буртика колеса:

dбк = dк + 3f = 60 + 3·11,6 = 64,8 мм. (6.10)

Примем dбк = 65 мм.

6.3 Конструирование зубчатых колес

6.3.1 Зубчатое колесо быстроходной ступени

b2 = 31мм.

Толщина обода dо = 2,5·m + 2 = 2,5·1,5 + 2 = 7 мм; примем dо = 8 мм.

Толщина диска С = 0,4b = 0,4·31 = 12 мм.

Диаметр ступицы dст = 1,5 dк + 10 = 1,5·45 + 10 = 77,5 мм; примем

dст = 80 мм.

6.3.2 Зубчатое колесо тихоходной ступени

b2 = 53 мм.

Толщина обода dо = 2,5·m + 2 = 2,5·3 + 2 = 9, 5 мм; примем dо = 10 мм.

Толщина диска С = 0,4b = 0,4·53 = 20 мм.

Диаметр ступицы dст = 1,5 dк + 10 = 1,5·60 + 10 = 100 мм; примем

dст = 100 мм.

Колесо зубчатое, конструктивно проработанное

Рисунок 6.4 - Колесо зубчатое, конструктивно проработанное

6.4 Уточненный расчёт валов

Расчетные схемы быстроходного вала редуктора, эпюры изгибающих и крутящего моментов

Рисунок 6.5. - Расчетные схемы быстроходного вала редуктора, эпюры изгибающих и крутящего моментов

6.4.1 Определяем реакции в опорах:

S Y = 0; -Aу +Ft – By = 0; (6.11)

S Ma = 0; -Ft l1 + By (l1 + l2) = 0; (6.12)

By = кH.

Ay = Ft – By = 1,49 – 1,033 = 0,466 кН.

S X = -Аx + Fr – Вx = 0.

S Max = -Frl1 – Вx(l1 + l2) = 0.

кН.

Ax = Fr – Вx = 0,194 кH.

Строим эпюры моментов от сил Fy, Fx, Ay, Аx, By, Вx

Мy1 = -Ayl1 = -0,466·90 = -41,3 кHмм = -41,3 Нм.

Mх1 = - Bxl1 = - 0,349·90 = -15 Нм.

6.4.2 Реакции А = кН; (6.13)

В = кН. (6.14) Таким образом, опасное сечение вала - в месте расположения зубьев вала - шестерни.

М = = 44 Нм. (6.15)

6.4.3 Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала

Материал вала – сталь 40Х. sв = 900 Н/мм2. Термообработка – улучшение.

Определяем коэффициент запаса прочности s и сравниваем с допустимым [s].

Условие прочности:

s ≥ [s]

Примем [s] = 3, согласно рекомендации [4, c.8].

s = , (6.16)

где ss, st - коэффициенты запаса прочности по касательным и нормальным напряжениям.

ss = , st = ; (6.17)

где s-1, t-1 – пределы выносливости материала при изгибе и кручении с симметричным циклом;

s-1 = 0,35sВ + (70…120) Н/мм2, t-1 » 0,58s-1;

s-1 = 0,35·900 + 100 = 415 Н/мм2, t-1 = 241 Н/мм2;

ks , kt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

ks = 1,7[4, c.9], kt = 1,55[4, c.9].

es, et - масштабные факторы для напряжений изгиба и кручения;

es = 0,75[4, c.10], et = 0,75[4, c.10]

ys, yt - коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность; ys = 0,1; yt = 0,05[4, c.11];

sа, tа – амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений при изгибе и кручении;

sа = , tа = ; (6.18)

sа = = 3,58 Н/мм2, tа = = 1,62 Н/мм2;

sm, tm – средние значения напряжений циклов нормальных и касательных напряжений;

sm =0, tm = tа = 1,62 Н/мм2. (6.19)

Тогда:

ss = ;

st = ;

s = > [s] – условие выполняется.


7. Выбор подшипников и расчёт их по динамической грузоподъёмности

Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные: для быстроходного и промежуточного валов – средней серии 3 ГОСТ 8338-75, для тихоходного вала – лёгкой серии 2.

Параметры подшипников:

306: D = 72 мм; d = 30 мм; B = 19 мм; C = 29.1 кН

210: D = 90 мм; d = 50 мм; B = 20 мм; C= 35,1 кН

Подшипник шариковый радиальный однорядный

Рисунок 7.1 - Подшипник шариковый радиальный однорядный

7.1 Расчет производим по наиболее нагруженной опоре. Так как осевая сила Fa = 0, то отношение Fa/(VFr) = 0. Тогда эквивалентная нагрузка:

Р = АVkбkт , (7.1)

где А - реакция на опоре

V – коэффициент вращения (V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника);

kб = 1,5 – коэффициент динамической нагрузки;

kт = 1 – температурный коэффициент.

Тогда: Pв= 1.1·1,5·1= 1,65 (кН);

Pс= 2,72·1,5 = 4,08 (кН); PL= 5,05·1,5 = 7,58 (кН).

Примем долговечность подшипников Lh = 20000 часов. Показатель степени для шариковых подшипников m = 3, тогда

Тогда СтрB = Pв =17,2 (кН);

Стрс = PС = 30,6 (кН); (7.2)

Стрт = PL = 35,3 (кН);.

С ≥ Стр – условие не выполняется для подшипника на тихоходном валу.

Примем подшипник 310 C = 61,8 кН.


8. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников

При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колёс погружением на подшипники качения попадают брызги масла, стекающего с колёс, валов и стенок корпуса.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,75 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V = 0,75·3 = 2.25 дм3.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 1000 Н/мм2 и скорости V до 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм2/с. По таблице [5,c.131] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32 (по ГОСТ 20799-75).

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью жезлового маслоуказателя.


Список использованных источников

1. Задание на проектирование, выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Методические указания: / Б.В.Яблоков, И.В.Томилова, Иваново 1987г /.

2. Расчет цилиндрических зубчатых передач с применением ЭВМ. Методические указания / Б.В.Яблоков, А.К.Свиридова, Иваново 1987г /.

3. П. Ф. Дунаев. Детали машин. , М. : Высшая школа, 1984.

4. Расчет валов на усталостную прочность. Методические указания: / Б.В. Яблоков, И.В.Томилова Иваново ,1988г (ИГТА)/

5. Курсовое проектирование деталей машин. С.А.Чернавский и др.; М: Машиностроение, 1988

Корзина
Чертежей: 0
0 руб
Корзина пуста
Каталог платных и бесплатных чертежей