РПЗиспр (1060483), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

a_ω1 =m*(z₁+z₂)/2=1.5*(17+42)/2=44.25 мм [13]

По формуле = 2*44.25/(1.5*(1+2.5))=17 мм, 17≡17

Аналогично найдем межосевое расстояние a_ω3 между II и III валами и проверим на поверхностную выносливость:

a_ω3 =1.5*(17+85)/2=76.5 мм

= = 17 мм, 17=17

Поверочный расчет на поверхностную выносливость дал удовлетворительный результат для рассчитанных ранее параметров. Следовательно, они рассчитаны верно.

3.2.4 Геометрический расчет зубчатых колес и передач

Делительный диаметр i-того колеса

Диаметр вершин зубьев i-того колеса

Диаметр впадин i-того колеса , Делительное межосевое расстояние i-той элементарной передачи

Таблица значений редуктора.

мм

мм

Далее вычислим окружную силу, действующую на каждое колесо по формуле :

Н

Н

Н

Н

3.2.5.Расчет валов редуктора на прочность

Расчет будем проводить для наиболее нагруженного звена – 3-го вала. При расчете пренебрежем малыми, по сравнению с нагрузочным, моментами сопротивления подшипников, т.к. они малы по сравнению с остальными: М_вых=9.14 Н*м, М_н=4.224 Н*м

Изобразим вал и действующую на него нагрузку:

Значение М_вых (момента двигателя, приведенного к выходному валу редуктора) (см. п.8.4):

М_вых = 1.44*12.5*0.5 = 9.14Н*м М_н=4,224Н(момент сопротивления нагрузки)

Эпюра крутящих моментов:

Из эпюры видно, что максимальный крутящий момент действует на участке между зубчатыми колесами. Диаметр валика должен удовлетворять соотношению прочности (см. [8]):

, где М_к – крутящий момент; [τ] – допустимое касательное напряжение

[τ]_т = 0,5[σ]_т (см. [7])

Считая условия изготовления и расчета средними, а требования к надежности повышенными, выбираем, согласно [7], коэффициент запаса n = 3,2. Для Ст40Х [σ]_т =800 МПа (см. [7]) Тогда:

[τ]_т = 400 , [τ]=[τ]_т/n → [τ]=125 МПа

М_к = 9140 Н∙мм (см. эпюру моментов)

Для наиболее нагруженного участка вала:

мм

Возьмем диаметр вала равным 8 мм.

Аналогично проведем расчет для валов №1 и №2:

3.2.6. 1-й вал.

Н∙м

Считая условия изготовления и расчета средними, а требования к надежности повышенными, выбираем, согласно [7], коэффициент запаса n = 3,2.

Для Ст40Х [σ]_т =800 МПа (см. [7]) Тогда:

[τ]_т = 400 , [τ]=[τ]_т/n → [τ]=125 МПа

М_к = 4980 Н∙мм

мм

Возьмем диаметр вала равным 6 мм.

3.2.7. 2-й вал.

Н∙м

Н∙м

Выбираем, согласно [7], коэффициент запаса n = 3,2.

Для Ст40Х [σ]_т =800 МПа (см. [7]) Тогда:

[τ]_т = 400 , [τ]=[τ]_т/n → [τ]=125 МПа

М_к = 9310 Н∙мм (см. эпюру моментов)

Для наиболее нагруженного участка вала:

мм

Возьмем диаметр вала равным 9 мм.

3.3. Расчет штифтов

Штифты используются для соединения деталей механизмов, для обеспечения точного взаимного расположения деталей после регулировки механизма, а также в качестве звена, предохраняющего механизм от перегрузки.

Произведем расчет и подбор штифтов по формуле:

,

где - допускаемое напряжение на срез. =40..60 МПа.

Примем = 40 МПа.

Для 2-го вала получим: мм

Для 3-го вала: мм

Исходя из полученных данных, подбираем штифты по ГОСТ3128-70 (цилиндрические) и ГОСТ3129-70 (конические).

3.4 . Расчет шпонок

Шпонки предназначены для соединения чалов с посаженными на них деталями. Основное назначение шпонок – передача крутящего момента от вала к ступице или наоборот.

Формы и размеры основных тип шпонок стандартизованы и выбираются из таблиц справочников. Для подбора шпонок воспользуемся [6].

Для вала 1 рассчитаем длину шпонки (сегментная шпонка) по нижеперечисленным формулам и, согласно [6], выберем наибольшее значение:

,где k – размер выступающей части шпонки.

, - верхнее предельное отклонение глубин пазов соединений. Выберем =0,1.

=50 МПа, =80 МПа.

1.3 мм, 1 мм.

Примем 1,5 мм. Таким образом, мы имеем шпонку 2х2.6 (ГОСТ 23360-78).

Для вала 3 произведем аналогичный расчет:

Для диаметра вала 8мм сечение bхh будет равным 2х2 мм2. Исходя из этого, вычислим рабочую длину шпонки по формуле(см.[10]):

мм

Длина призматической шпонки с учетом округлений будет равна(см.[6]):

мм

Следовательно, мы имеем шпонку 2х2х5 (ГОСТ 23360-78)

3.5. Расчет параметров конусной фрикционной муфты.

3.5.1. Расчет на прочность муфты.

При расчете на прочность фрикционных муфт определяют параметры трущихся элементов и силу пружин по заданному крутящему моменту, который должна передавать муфта без проскальзывания.

Параметры конусной муфты находим из зависимости [10]:

,

где - половина угла при вершине, его во избежание заедания (заклинивания) муфты нельзя делать меньше угла трения, поэтому примем его равным ,

-средний радиус рабочей поверхности конусов.

,

где =0.4 ,

b - ширина поверхности трения,

[р] – допускаемое давление для поверхностей трения, зависящее от применяемых материалов.

Значение [р] выбираем из табл., приведенной в [10].

Так как у нас материал зубчатого колеса – Сталь 40Х ГОСТ454371,

материал полумуфты (конусной части муфты) - Ст30 ХГС ГОСТ454371.

Соответственно, = 0.08, [p]=0.6..0.8.

Мк=9940Н*мм – крутящий момент на выходном валу, на котором установлена муфта, см.пункт 10.4.

F

Тогда ширина поверхности трения будет равна мм.

По табл. из [8] определяем остальные параметры муфты:

Диаметр винта, на котором устанавливается призматическая шпонка: d=13 мм, размеры шпонки- 3*3*15 мм, D=40 мм, D0=80 мм.

Условие нормальной работы муфты обеспечивается, если выполняется условие: p=4*F/(3.14*(D^2-D0^2))=<[p];

p=4*700/(3.14*(80*80-40*40))=0.2МПа;

[p]=0.8МПа => Условие выполняется p=<[p].

3.5.2. Расчет пружины.

Зададимся силой пружин при рабочей деформации: Р2=700/9.8=72.4 кгс. Так как режим работы пружины статический, то пружина относится ко II классу.

Р1=0

Р3 Р2=92.3кгс.

По полученному значению Р3 выбираем пружину 509 по ГОСТ13770-68. Ее табличные параметры:

d=4.5 мм – диаметр проволоки,

D=20 мм – наружный диаметр пружины,

z1=47.6 кгс/мм – жесткость одного витка,

P3=100 кгс.

Параметры пружины:

Жесткость пружины z=z1/n=10.274 кгс/мм

Рабочая деформация пружины F2=P2/z=9.266 мм

Максимальная деформация пружины F3=P3/z=12.167 мм

Полное число витков n1=7

Высота пружины при max деформации H3=nd+2d=35 мм

Шаг ненагруженной пружины t=f3+d=7.433 мм

Высота ненагруженной пружины H0=nt+2d=47.165 мм

Высота пружины при рабочей деформации H2=H0-F2=37,899 мм

Средний диаметр пружины D0=D-d=23 мм

Длина развернутой пружины L=3.2*D0*n1=515.2 мм

Произведем расчет точности подобранной пружины:

F2=H0-H2.

Задаемся H0=47js7 и H2=37.9js10.

Тогда H0=0.0125, H2=0.050.

F2= H0+ H2=0.0625

Так как , то

Зададимся =4%=0,04

d=0.04 мм

=0.02

n=0.1 шт.

кгс

P2=95.2 7.4 кгс

Соответственно:

%

3.6. Расчет подшипника

Данный расчет производится для опоры качения, входящей в состав муфты в сборе, т.к. она наиболее нагружена.

Радиальная сила в опоре равна:

F_r= ;

F_a= F_вых= Р_ст+ +m_н= 507.5 (Н);

Расчет по статической грузоподъемности производится по формуле:

Р_о=X_oF_r+Y_oF_a= 193 (H);

где X_o=0,5 ; Y_o=0,37;

Статическая грузоподъемность равна:

С_о=f*P_o= 231,6 (H);

Расчет по динамической грузоподъемности производится по формуле:

Р= (X*V*F_r+Y*F_a)*K *K = 716,7 (Н);

где V=1 (учитывает, какое из колес вращается); K =1 (коэф. динамичности); K = 1,4; X=0,41; Y=0,87; для = 18^о;

Динамическая грузоподъемность определяется по формуле:

С =

Исходя из полученной грузоподъемности, а также геометрических размеров, выбираем радиально-упорный однородный подшипник 6025 (ГОСТ 8338-75).

Выбор посадок подшипников на вал и в корпус производится по

СТ СЭВ 773-77 и СТ СЭВ 778-77.

Выбираем посадку подшипников на вал по k6, в корпус по H7.

Шероховатость посадочных поверхностей не более R_a=1,25 мкм.

3.7. Расчет размерной цепи

Увеличивающие размеры: А1, А2, А3, А4, А5

Уменьшающие:А6, А7.

Характеристики

Список файлов курсовой работы