Технические и подобные требования (Готовый курсовой проект неизвестного варианта (14)), страница 6

Для обоих валиков σ_экв< [σ_И]

Выбранный материал удовлетворяет условиям по прочности при знакопеременных нагрузках

Определим действительный коэффициент запаса прочности:

η=[σ_И]/ σ_экв [считаем для максимального значения σ_экв ]

η=64/46,428=1,378

Следовательно, требования к изготовлению повышенные, требования к надёжности повышенные при условии, что расчёт был произведён достаточно точно.

6.2. Расчёт опор: [18]

В качестве опор скольжения выберем цилиндрические, как наиболее распространённые в механических передачах приборов. Они просты в изготовлении, могут воспринимать большие нагрузки (как радиальные, так и осевые), обладают высокой прочностью и износостойкостью, хорошо работают в широком диапазоне скоростей, могут функционировать в режиме жидкостного трения и без смазки.

Подшипники выполняем в виде втулки, запрессованный в плату с накаткой, концы втулок расклёпаны.

Диаметр цапфы назначают в зависимости от диаметра валика. Т.к. на заплечике имеется фаска:

Диаметр цапфы d_Ц = d_B/(1,6..2,0)

Длина цапфы l_Ц = λd_Ц

λ = (0,5..1,5) – коэффициент длинны цапфы

Характеристики материалов опор скольжения:

Рассчитаем опоры скольжения на прочность, износостойкость и теплостойкость по наиболее нагруженному валику из рассчитанных на прочность – по валику 2.

6.2.1. Расчёт на прочность:

Рассчитаем момент трения в опорах.

М_тр = 0,635f∙Rmax∙d_Ц

М_тр = 5,676 (H∙мм)

σ = М_тр/W ≤ [σ]

W = π d_Ц³/32

W = 0,573 (мм³)

σ = 9,906(МПа)

Для бронзы АЖ σ_В=400 (МПа)

σ_-1 = 0,1σ_В = 40 (МПа)

[σ] = σ_-1/n

n=1,5 коэффициент запаса

[σ] = 26,667 (МПа)

σ < [σ]

Проверка на прочность выполнена.

6.2.2. Расчёт на износостойкость:

Удельная нагрузка в зоне контакта цапфы и подшипника:

p = Rmax/ l_Цd_Ц ≤ [p]

p = 21,971/1,5∙2=9,932

p < [p]

Проверка на износостойкость выполнена.

6.2.3. Расчёт на теплостойкость:

pv = n∙π∙p/60∙1000 ≤ [pv]

v = n∙π /60 линейная скорость точек поверхности цапфы

n=800 (об/мин)

pv = 800∙3,14∙9,932/60∙1000=0,416 (МПа∙м/с)

pv ≤ [pv]

Проверка на теплостойкость выполнена.

7. Расчёт муфты.

[19],[20]

Для предотвращения выхода из строя механизмов при различных видах перегрузок: статическим или динамическим моментом, при превышении или уменьшении допустимой скорости вращения, изменении направления вращения и т.д. целесообразно применить в механизме предохранительную муфту.

Для разрабатываемого редуктора выберем самоуправляемую муфту, т.к. её срабатывание происходит под воздействием внутренних силовых факторов, возникших в результате перегрузки и не вызвавших разрушения элементов конструкции муфты.

Используем самоуправляемую фрикционную конусную муфту.

Самоуправляемые фрикционные муфты могут значительно нагреваться, особенно при больших скоростях проскальзывания. Для уменьшения этих нежелательных явлений предохранительные самоуправляемые муфты устанавливают на тихоходном валу.

Муфту устанавливаем с целью защитить от перегрузок в первую очередь редуктор.

Исходя из вышеизложенного установим муфту на выходном валу №3.

Сначала уточним конструктивную форму вала, на котором предполагается установка. Т.к. диаметр вала 3 в месте установки меньше 4,5 (мм), увеличим его до 4,5 (мм), что приблизительно соответствует передаваемому моменту в 1 (Н∙м).

d₃=4,5 (мм)

Для конусной муфты D_срм=(6..10)d, где d – диаметр вала

b=(0,15..0,25)D_ср

d= d₃=5 (мм)

Пусть D_Б=31 (мм)

b=6 (мм)

α=10°

D_М= D_Б - 2bsinα

D_М=31 - 2∙6∙sin10°=29 (мм)

Тогда D_срм= 30 (мм) – удовлетворяет условиям, следовательно основные размеры выбраны верно.

7.1. Определим необходимую осевую силу нажатия:

Q_ос=3KM_H(D_Б²- D_М²)/f_прив(D_Б³- D_М³)

M_H=M₃=432,6747 (Н∙мм) номинальный передаваемый крутящий момент

К=1,2 коэффициент сцепления; при работе с незначи-

тельными колебаниями, пусковой момент до

150% от номинального К=(1,2..1,6)

f_прив=f/sinα приведённый коэффициент трения

f=0,08 коэффициент трения сталь по стали

f_прив= 0,46

Q_ос=3∙1,2∙432,6747∙(31²-29²)/0,46∙(31³-29³)=75,220 (H)

7.2. Проверочный расчёт по давлению:

[q] – допускаемое удельное давление

[15: стр.59 табл. 17.1]

q=4 Q_ос/π(D_Б²- D_М²) ≤ [q]

q=4∙75,220/3,14∙(31²-29²)=0,798

Найду момент трения, создаваемый муфтой:

M_p=M_Н∙k= f_привQ_ос(D_Б³- D_М³)/3(D_Б²- D_М²)= f_привQ_осR_тр,

где R_тр=( D_Б+D_М)/4

M_p=0,46∙75,220∙(31+29)/4=519,210 (Н∙мм)

7.3. Выбор пружины:

Суммарная сила сжатия пружин в номинальном режиме:

P_ном=2М_Н/D_срмf₀

f₀ = 0,5 коэффициент трения покоя, f₀=(0,3..0,8)

P_ном = 2∙432,6747/30∙0,5 = 57,690 (H) = P₁

P_max= P_номM_П/ М_Н

P_max=106,596 (H)

P₂= P_max=96,149 (H)

Инерционный зазор между витками Δ_и=(0,05..0,25) (мм)

Пусть Δ_и=0,1 (мм)

Сила пружины при максимальной деформации 1-ого витка

P₃= P₂/(1- Δ_и)

P₃=106,832 (H)

Опираясь на полученное значение P_3, из стандартного ряда пружин [8]

выбираем:

Пружина сжатия и растяжения 1 класса 1 разряда по ГОСТ 13766-68.

Материал: проволока класса 1 по ГОСТ 9389-75 d_пр=(0,4..5) (мм)

Для 1 класса 1 разряда (P₃<850H) термообработки нет, максимальное касательное напряжение:

τ_max=0,3σ_ПЧ

Для пружин из углеродистой стали, навиваемых в холодном состоянии и не подвергаемых закалке (1 класс) [8]

σ_ПЧ=2050-2300 (МПа)

Принимаем σ_ПЧ=2100 (МПа)

Тогда τ_max^*=0,3∙2100=630 (МПа)

Индекс пружины С= D_ср/ d_пр, C=[4..6; 16..20]

C=15/2=7,5

7.4. Проверочный расчёт:

[15: часть2 стр.161]

τ_max = k_τ8P₃D_ср/πd_пр³ ≤ [τ]

k=Gd⁴/8D_ср³i_p

____________

d ≥ √8P₃C k_τ/π[τ]

i_p=Gd/8kC³ рабочее число витков

k_τ=(4С+2)/(4C-3) коэффициент увеличения напряжения у внутренней

стороны витка (сравнительно с напряжением, возника-

ющим при кручении прямого стержня)

k_τ=1,185

τ_max =1,185∙8∙106,82∙15/3,14∙2 ³=604 (МПа)

По графику [8]

[τ]=640 (МПа) для углеродистой холоднотянутой стали

τ_max ≤ [τ]

τ_max^*≤ [τ]

Проволока ГОСТ 9389-75 общего назначения стальная холоднотянутая, изготовлена из углеродистых сталей по ГОСТ 1050-74** и ГОСТ 14959-79

[8]

7.5. Расчёт параметров пружины

[8]

λ₁=P₃/ λ_1max жесткость одного витка

λ₁=106,82/2,236=47,773 (H/мм)

λ_пр= (P₂ -P₁)/ λ_1max жесткость пружины

λ_пр=17,120 (H/мм)

z= λ₁/ λ_пр число рабочих витков

z=2,79≈2,8

Число опорных витков принимаю равным z₂=2

Тогда полное число витков z₀=z + z₂

z₀=4,8

Число зашлифованных витков z₃=1,5

λ¹= P₁∙ λ_1max/ (P₂ -P₁) Предварительная деформация

λ²= P₂∙ λ_1max/ (P₂ -P₁) Рабочая деформация

λ³= P₃∙ λ_1max/ (P₂ -P₁) Максимальная деформация

(до соприкосновения витков)

λ¹= 3,354 (мм)

λ²= 5,590 (мм)

λ³= 6,210 (мм)

Высота пружины:

H₃=(z₀+1-z₃)d_пр при максимальной деформации

H₀=H₃+ λ³ в свободном состоянии

H₁=H₀- λ¹ при предварительной деформации

H₂=H₀- λ² при рабочей деформации

H₃= 8,6 (мм)

H₀= 14,81 (мм)

H₁= 11,456(мм)

H₂= 9,22 (мм)

Средний диаметр пружины D_ср=D_нар-d_пр

D_ср=15 (мм)

Отношение высоты в свободном состоянии к среднему диаметру и предельное значение этого соотношения:

(H₀/ D_ср)_пр < 2,62/v = 2,62/0,5 = 5,24

(H₀/ D_ср) = 14,81/15=0,987 < (H₀/ D_ср)_пр

Проверка устойчивости выполнена.

k = [(4C-1)/(4C-4)] + (0,615/C) коэффициент кривизны витка

k = 1,197

h = λ_1max + d_пр шаг пружины

h = 4,236 (мм)

l = π D_срz₀ длина развёрнутой проволоки

l = 226,195 (мм)

ρ = 7,8 (г/см³) плотность стали

m = 0,785 d_пр²l ρ масса пружины

m = 5,540 (г)

W = 0,785D_нар²H₁ объём, занимаемый пружиной

W = 2,599 (см³)

7.6. Расчёт по критической скорости:

V_кр = τ_max(1-P₂/P₃)/3,58∙10⁷ критическая скорость

V_кр = 2,478 (м/с)

ω = n₆/60 угловая скорость вращения вала

ω = 200/60 = 3,333 (м/с)

V₀ = ωD_наp/2

V₀ = 3,333∙0,026/2 = 0,028 (м/с)

V₀/ V_кр = 0,011 < 1

Проверка по критической скорости выполнена.

7.7. Расчёт муфты на прочность:

[14: часть2 стр.59]

F ≥ F_пр = 2(1,25..1,5)M_Нsinα/fD_ср сила, развиваемая пружиной

F = P₃ = 106,832 (H)

F_пр = 2(1,25..1,5)432,6747sin10°/0,08∙30=[78,263; 93,916]

F > F_пр

Проверка муфты на прочность выполнена.

15