3 вариант (курсач 3 вар), страница 2

3)Определение сил, действующих на колеса.

При работе передачи зубья ведущего колеса давят на зубья ведомого колеса, а сами испытывают такую же силу противодействия (III закон Ньютона). Нагрузка распределяется по длине контактной линии на боковой стороне зуба. Для удобства последующих расчетов распределенную нагрузку заменяют сосредоточенной силой F_n (без учета трения) При этом полагают, что она приложена посередине ширины зуба (в срединной плоскости зуба) перпендикулярно поверхности зуба вдоль линии зацепления.

Нормальную силу можно F_n разложить на два направления: по касательной F_t, по радиусу F_r. Соответственно F_t – окружная сила, F_r – радиальная сила.

= = α_w = +

Для стандартного угла зацепления (α_w = ) = .

= = = 1348,23 H

= α_w = 1348,23 * 0,364 = 490 H

= + =1434,5 Н

= = = 1289,62 Н

= α_w = 1289,62 * 0,364 = 470 H

= + =1372,6Н

= = = 1439,65 Н

= α_w = 1439,65 * 0,364 = 525 H

= + =1532,4 Н

= = = 1660,03 Н

= α_w = 1660,03 * 0,364 = 605 H

= + = 1767,42Н

IV. Выбор материалов для изготовления валов и зубчатых колес

Согласно рекомендациям методического пособия [1,стр. 20 – 22] для изготовления валов и зубчатых колес выбираем легированную хромоникеливую сталь марки 40XH со следующими характеристиками:

V. Проектировочный расчет валов механизма

Проектировочный расчет валов сводится к приближенному определению его диаметра в наиболее нагруженном сечении:

где T – передаваемый валом наибольший вращающий момент, Н^.мм; σ_-1 - предел выносливости материала вала, МПа; K – коэффициент, учитывающий положение зубчатых колес относительно подшипников; с = - отношение диаметра отверстия к наружному диаметру для полого вала. Значения с задаются в пределах 0,5…0,85.

Возьмем из таблицы 5 методического пособия [таблицы1,стр. 24] коэффициент

К₁ = 4,4; К₂=4,0; K₃=3,1.

σ_-1 =

с = 0

= = 16,11 мм =17 мм (по ГОСТу 6636-69)

= = 23,9 мм=24 мм (по ГОСТу 6636-69)

= = 23,01 мм =24 мм (по ГОСТу 6636-69)

VI. Конструирование промежуточного узла вала редуктора

1. Конструирование зубчатых колес

Диаметр промежуточного вала d_B2 округляем по таблице 3 методического пособия [1,стр. 17] до ближайшего стандартного размера. Следовательно, d_B2 = 24 мм.

Наилучшим способом передачи вращающего момента с точки зрения прочности и надежности является монолитная конструкция, предполагающая выполнение зубчатого колеса за одно целое с валом.

Зубчатое колесо изготовляют сплошным (без диска и обода), если диаметр колеса d_a ненамного больше диаметра вала d_B. Значит, шестерню изготовляем сплошной, а колесо с ободом, диском и симметричной ступицей.

Длина ступицы

= (0,8…1,5) = 1,2 * 24 = 26,4 мм = 28,8=30 мм (по ГОСТу 6636-69)

Диаметр ступицы

= (1,35…1,55) = 1,5 * 24 = 36 мм

Толщина диска

С = (0,2…0,3) = 0,25 * 17 = 4,5 мм

Диаметр места расположения отверстий

= 0,5( + ) = 0,5(117 + 36) = 76,5 мм = 80мм (по ГОСТу 6636-69)

Диаметр отверстий

= 0,35( - ) = 0,35(117 – 36) = 28,35 мм = 30 мм (по ГОСТу 6636-69)

Толщина обода

S = (2…3) m = 2 * 1,5 = 3 мм

Фаски на торцах зубчатых венцов колеса и шестерни

= 0,5 m_{1-2 *} 45^о = 0,75мм * 45^о

= 0,5 m_{2’-3 *} 45^о = 1,25мм * 45^о

Заходные фаски для обеспечения посадки зубчатых колес

f_СТ = 1,5 мм при d_B2 >20 мм

Фаски наружного диаметра ступицы и внутреннего диаметра обода

f_ОБ = f_CТ = 1,5 мм

Радиус галтельного перехода для мест сопряжения диска с ободом и со ступицей

r = 1,6 мм

2. Выбор типа соединения зубчатого колеса с валом

Для соединения зубчатого колеса z₂ c промежуточным валом используем призматическую шпонку. По таблице 16 методического пособия [1,стр. 47] в зависимости от диаметра вала определяем ее размеры:

b = 8 мм, h = 7 мм – размеры сечений шпонки

t₁ = 4 мм – глубина паза на валу

t₂ = 3,3 мм – глубина паза на втулке

Длина шпонки l берется на 5…10мм меньше длины ступицы зубчатого колеса, т.е. l = l_СТ – (5…10мм) = 30 – 10 = 20 мм (согласно рекомендации в методическом пособии [1,стр.46 – 49]).

6.3 Выбор подшипников

Исходя из рекомендаций в методическом пособии [1, стр.58 – 60], выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник нормального класса точности 0 средней серии, имеющий следующие размеры и характеристики:

d = 25 мм

D = 52 мм

B = 15 мм

r = 1,5мм

С = 11000 Н – динамическая грузоподъемность

С₀ = 7900 Н

n = 10000 об/мин (консистентная смазка)

Вес = 1,2 Н

6.4 Выбор уплотнительных устройств

Промежуточный вал имеет концевой консольный участок, выходящий из корпуса. В таких узлах необходимо обеспечить надежное уплотнение подшипника на валу. Выбор уплотнения связан с величиной окружной скорости скольжения вала в уплотнении

= π (м/с),

где d – диаметр вала [мм] под уплотнением; n – частота вращения вала, об/мин.

= = 0,1884 (м/с)

Согласно методическому пособию [1,стр.61 – 63], для герметизации подшипников, работающих на пластичной смазке при окружных скоростях до 8 м/с применяется уплотнение войлочными (сальниковыми) кольцами. Размеры войлочных колец и канавок для них выбираем в зависимости от диаметра вала по ГОСТу [1,стр.63, табл. 23]:

Внутренний диаметр кольца d = 24 мм

Внешний диаметр кольца D = 37 мм

Ширина кольца b = 5 мм

Внутренний диаметр канавки d₁ = 26 мм

Внешний диаметр канавки D₁ = 38 мм

6.5 Конструирование фрагментов корпуса

Толщина стенки корпуса

δ = 0,03 * + (2…4)мм = 0,03 * 110+ 2 = 5,3мм

Крышки подшипников

≈ (D – внешний диаметр подшипника) - длина центрирующего участка (цилиндрического пояска)

= 0,4 = 2,76 мм

= 0,5δ (δ – толщина стенки корпуса) – толщина крышки

= 0,5 * 5,3 = 2,65мм

Крышки крепятся к бобышке корпуса резьбовыми крепежными деталями – винтами и шпильками. Исходя из рекомендаций в методическом пособии [1, стр. 68 – 69], для крепления крышек используем винты с цилиндрической головкой. Для их стопорения применяют пружинные шайбы. Диаметр винтов выбирают примерно равным толщине крышки.

Стаканы

δ_ст = 2 + 0,015 D(D – диаметр внешнего кольца подшипника) – толщина стенок стакана

δ_ст = 2 + 0,015 * 47,5 = 2,7 мм

= 0,5δ_ст = 0,5 * 2,7 = 1,35 мм, - отбортовка

Размеры элементов фланцевого соединения крышки с бобышкой корпуса (выбирают в зависимости от диаметра резьбы винта)

Диаметр резьбы винта

d = , где d_К – диаметр резьбовой детали для соединения двух частей корпуса механизма по плоскости разъема

= 0,9δ δ ≥ 6 мм

= 0,9 * 5,3 5,3 = 8,3 мм

d = 0,5 * 8,3 = 4,15 = 5 мм

Диаметр отверстия в крышке под головки винтов

D = 2d = 2 * 5 = 10 мм

Диаметр отверстия в крышке под винт

= 1,05d = 5,25мм

Конструктивные размеры фланцев крышки и бобышки корпуса

h = (1,3…1,5)d = 1,4 * 5 = 7 мм

h₁ = d = 5 мм

= = 4 * 5 = 20 мм

k = = 1,2 * 5= 6 мм

c = 0,5k = 0,5 * 5 = 2,5 мм

Глубина завинчивания винтов в бобышку корпуса

= = 2,2 * 5= 11 мм

Недорез резьбы и запас резьбы

= = = 2,5 мм

Согласно таблице 25 методического пособия [1, стр. 69], получаем:

Диаметр резьбы винта d = 5мм

Шаг резьбы Р = 0,8 мм

Диаметр головки D = 8,5 мм

Высота головки k = 3,3 мм

Длина резьбы:

удлиненная b = 25 мм

нормальная b = 16 мм

Длина винта l = 20 мм

VII. Проверочный расчет вала на прочность

7.1 Определение реакций эпор и построение эпюр изгибающих моментов

= 26 мм = 31 мм = 24 мм

1. Силы, действующие по оси Y:

= 470 Н

= 525 Н

Уравнение моментов в точке А

∑ = 0

- ( + + ) – ( + ) + = 0

= ( *с – ( + )) / ( + + )

= (525 * 24 – 470* (31 + 24)) / (26 + 31 + 24)

= -163,58 Н, т.к. “–“ , то поменяем направление реакции

= 163,58 Н

Уравнение моментов в точке B

∑ = 0

- ( + + ) + ( + ) – = 0

= ( ( + ) – ) / ( + + )

= (525 * (26 + 31) – 470* 26) / (26 + 31+ 24)