12 вариант (курсач 15 вар), страница 2
Описание файла
Файл "12 вариант" внутри архива находится в папке "курсач 15 вар". Документ из архива "курсач 15 вар", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "детали машин (дм)" из 6 семестр, которые можно найти в файловом архиве МАИ. Не смотря на прямую связь этого архива с МАИ, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "детали машин" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "12 вариант"
Текст 2 страницы из документа "12 вариант"
Нормальную силу можно Fn разложить на два направления: по касательной Ft, по радиусу Fr. Соответственно Ft – окружная сила, Fr – радиальная сила.
Для стандартного угла зацепления (αw = ) = .
= αw = 795,8 * 0,364 = 289,67 H
= + = 633297,64+83908,7 =846,88 Н
= αw = 760,94 * 0,364 = 276,98 H
= + = 579029,68+76717,92 =809,78Н
= αw = 745,87 * 0,364 = 271,5 H
= + = 556322,06+73712,25 =793,75 Н
= αw = 713,06 * 0,364 = 259,6 H
= + = 508454,6+67392,2 =758,85 Н
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 30ХГСА со следующими характеристиками:
Термообработка | улучшение | |
Твердость сердцевины | HB (HRC) | 230 |
Твердость поверхности | 230 | |
σв | МПа | 685 |
σт | 490 | |
τт | 294 | |
Предел выносливости | Изгиб σ-1, МПа | 360 |
Кручение τ-1, МПа | 216 | |
Относительная стоимость (ст45 - 100%) | 1,7 |
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.
с = 0
= = 16,3 мм =17 мм (по ГОСТу 6636-69)
= = 21,3 мм=22 мм (по ГОСТу 6636-69)
= = 20,9 мм =21 мм (по ГОСТу 6636-69)
VI. Конструирование промежуточного узла вала редуктора
1. Конструирование зубчатых колес
Диаметр промежуточного вала dB2 округляем по таблице 3 методического пособия [1,стр. 17] до ближайшего стандартного размера. Следовательно, dB2 = 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 da ненамного больше диаметра вала dB. Значит, шестерню изготовляем сплошной, а колесо с ободом, диском и симметричной ступицей.
Длина ступицы
= (0,8…1,5) = 1,2 * 22 = 26,4 мм = 28 мм (по ГОСТу 6636-69)
Диаметр ступицы
= (1,35…1,55) = 1,5 * 22 = 33 мм
Толщина диска
С = (0,2…0,3) = 0,25 * 20 = 5 мм
Диаметр места расположения отверстий
= 0,5( + ) = 0,5(144 + 34) = 89 мм = 90мм (по ГОСТу 6636-69)
Диаметр отверстий
= 0,35( - ) = 0,35(144 – 34) = 38,5 мм = 40 мм (по ГОСТу 6636-69)
Толщина обода
S = (2…3) m = 2 * 2 = 4 мм
Фаски на торцах зубчатых венцов колеса и шестерни
= 0,5 m2’-3 * 45о = 2,25мм * 45о
Заходные фаски для обеспечения посадки зубчатых колес
fСТ = 1,5 мм при dB2 >20 мм
Фаски наружного диаметра ступицы и внутреннего диаметра обода
fОБ = fCТ = 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 = lСТ – (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
где d – диаметр вала [мм] под уплотнением; n – частота вращения вала, об/мин.
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 * 198+ 2 = 7,94мм
Крышки подшипников
≈ (D – внешний диаметр подшипника) - длина центрирующего участка (цилиндрического пояска)
= 0,5δ (δ – толщина стенки корпуса) – толщина крышки
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
δст = 2 + 0,015 D(D – диаметр внешнего кольца подшипника) – толщина стенок стакана
δст = 2 + 0,015 * 52 = 2,8 мм
= 0,5δст = 0,5 * 2,8 = 1,4 мм, - отбортовка
Размеры элементов фланцевого соединения крышки с бобышкой корпуса (выбирают в зависимости от диаметра резьбы винта)
Диаметр резьбы винта
d = , где dК – диаметр резьбовой детали для соединения двух частей корпуса механизма по плоскости разъема
d = 0,5 * 14,3 = 7,15 = 8 мм
Диаметр отверстия в крышке под головки винтов
D = 2d = 2 * 8 = 16 мм
Диаметр отверстия в крышке под винт
Конструктивные размеры фланцев крышки и бобышки корпуса
h = (1,3…1,5)d = 1,4 * 8 = 11,2 мм
h1 = d = 8 мм
c = 0,5k = 0,5 * 8 = 4 мм
Глубина завинчивания винтов в бобышку корпуса
Недорез резьбы и запас резьбы
Согласно таблице 25 методического пособия [1, стр. 69], получаем:
Диаметр резьбы винта d = 5 мм
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
-
Силы, действующие по оси Y:
Уравнение моментов в точке А
= (271,5 * 32 – 276,98 * (40 + 32)) / (26 + 40 + 32)
= -114,84 Н, т.к. “–“ , то поменяем направление реакции
Уравнение моментов в точке B
= (271,5 * (26 + 40) – 276,98 * 26) / (26 + 40+ 32)
: 114,84 – 276,98 + 271,5 –109,36 = 0
Построение эпюры изгибающих моментов
I участок: х = 26 мм
II участок: х = 66 мм
= 114,84 *66 –276,98 *(66 – 26) = -3499,76Н.мм
III участок: х = 98 мм
= 114,84 *98– 276,98 *(98 – 26) + 271,5 *(98 – (26 + 40)) = 0 Н.мм