РПЗ (1060489), страница 4

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

Текст из файла (страница 4)

a_ω5 – межосевое расстояние между 3 и 4 валами

мм (см. [9])

z₅=20

20≡20

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

3.4 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

мм

мм

мм

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

Н

Н

Н

Н

Н

Н

3.5 Расчет валов редуктора на прочность

3.5.1. Расчет вала №4.

Расчет вала будем проводить для наиболее нагруженного звена – 4-го вала. При расчете пренебрежем малыми, по сравнению с нагрузочным, моментами сопротивления подшипников.

Изобразим вал и действующую на него нагрузку (см. след. стр.):

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

М_вых = 0,226∙240∙0,5 = 26,9 Н∙м

М_н=7,8 Н (см. п.6.1)

(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. [9]):

, 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 = 26900 Н∙мм (см. эпюру моментов)

Для наиболее нагруженного участка вала:

мм

Из конструктивных соображений возьмем диаметр вала равным 23 мм.

Аналогично проведем расчет для валов №1, №2 и №3:

3.5.2. 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 = 123 Н∙мм

мм

Из конструктивных соображений возьмем диаметр вала равным 10 мм.

3.5.3. 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 = 1920 Н∙мм (см. эпюру моментов)

Для наиболее нагруженного участка вала:

мм

Возьмем диаметр вала равным 20 мм.

3.5.4. 3-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 = 11210 Н∙мм (см. эпюру моментов)

Для наиболее нагруженного участка вала:

мм

Возьмем диаметр вала равным 20 мм.

3.6. 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

Для 4-го вала: мм

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

3.7. 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.

1.8 мм, 1.4 мм.

Примем 2 мм. Таким образом, мы имеем шпонку 2х3.7 (ГОСТ 23360-78).

Для вала 4 произведем аналогичный расчет:

Для диаметра вала 23 мм сечение bхh будет равным 4х4 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 4х4х12 (ГОСТ 23360-78)

3.8. Расчет параметров муфты.

3.8.1. Расчет параметров трущихся элементов и силы пружин.

Для данного конструктивного решения ЭМП наиболее подходящим вариантом для установления предохранительной дисковой фрикционной муфты является наиболее нагруженный вал – вал №4. Необходимую силу прижатия рабочих поверхностей муфты будем устанавливать путем регулирования поджима пружины.

Необходимо обеспечить момент срабатывания Мкр = 52000 Н*мм

Назначим средний радиус площадки трения дисков r = 45 мм.

Проверим выполнение условия контактной прочности

где [p] – допускаемое давление.

Назначим материал Сталь 40 Х для дисков тогда:

[p] = 0.8 МПа

f = 0.15 коэффициент трения – выбираем условия трения: сталь по стали, сухо

ψ = b/r (b - ширина поверхности трения) – задаем равным 0.5

Получаем r ≥ 41 мм – для дисков требование контактной прочности выполнено.

3.8.2 Расчет параметров пружины.

Зададимся силой пружин при рабочей деформации: Р2=67,4 кгс. Так как режим работы пружины статический, то пружина относится ко II классу.

Р1=0

Р3 Р2=84,3 кгс.

По полученному значению Р3 выбираем пружину 475 по ГОСТ13770-68. Ее табличные параметры:

d=5 мм, - диаметр проволоки

D=55 мм, - наружный диаметр пружины

z1=49.05 кгс/мм, - жесткость одного витка

f3=7.645 мм, - наибольший прогиб одного витка

P3= 375 Н.

Произведем расчет параметров пружины:

Модуль сдвига G=8*1000 кгс/мм

Число рабочих витков n=5

Жесткость пружины z=z1/n=9.81 кгс/мм

Рабочая деформация пружины F2=P2/z=6.87 мм

Максимальная деформация пружины F3=P3/z=28.27 мм

Полное число витков n1=7

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

Шаг ненагруженной пружины t=f3+d=12.645 мм

Высота ненагруженной пружины H0=nt+2d=73.23 мм

Высота пружины при рабочей деформации H2=H0-F2=66,36 мм

Средний диаметр пружины D0=D-d=50 мм

Длина развернутой пружины L=3.2*D0*n1=1120 мм

Произведем расчет точности подобранной пружины:

F2=H0-H2.

Задаемся H0=73s7 и H2=66.4js10.

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

кгс

P2=67.4 5.8 кгс

Соответственно:

Н*м

%

3.9. 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= 616.7 (Н);

Расчет по статической грузоподъемности производится по формуле:

Р_о=X_oF_r+Y_oF_a= 227 (H);

где X_o=0,5 ; Y_o=0,37;

Статическая грузоподъемность равна:

С_о=f*P_o= 277,4 (H);

Расчет по динамической грузоподъемности производится по формуле:

Р= (X*V*F_r+Y*F_a)*K *K = 919 (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.

3.10. Расчет размерной цепи.

Рассчитаем размерную цепь на валу.

Характеристики

Список файлов курсовой работы