12 вариант (560006), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

= = α_w = +

Для стандартного угла зацепления (α_w = ) = .

= = = 1157 H

= α_w = 1248 * 0,364 = 454,3 H

= + = 1328 Н

= = = 1194 Н

= α_w = 1194 * 0,364 = 434,6 H

= + = 1271 Н

= = = 1157 Н

= α_w = 1157 * 0,364 = 421,1 H

= + = 1231 Н

= = = 1539 Н

= α_w = 1539 * 0,364 = 560,2 H

= + = 1638 Н

4. 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:

5. 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 К = 4

σ_-1 =

с = 0

= = 13,23 мм = 14 мм (по ГОСТу 6636-69)

= = 22,28 мм = 24 мм (по ГОСТу 6636-69)

= = 27,82 мм = 28 мм (по ГОСТу 6636-69)

6. Конструирование промежуточного узла вала редуктора

6.1 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 = 28,8 мм = 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 * 20 = 5 мм

Диаметр места расположения отверстий

= 0,5( + ) = 0,5(127,5 + 36) = 81,75 мм = 85мм (по ГОСТу 6636-69)

Диаметр отверстий

= 0,35( - ) = 0,35(127,5 – 36) = 32,025 мм = 32 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

6.2 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 = 20 мм

D = 52 мм

B = 15 мм

r = 2 мм

С = 12500 Н – динамическая грузоподъемность

С₀ = 7940 Н

n = 12500 об/мин (консистентная смазка)

Вес = 1,4 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 = 19 мм

Внешний диаметр кольца D = 30 мм

Ширина кольца b = 3,5 мм

Внутренний диаметр канавки d₁ = 21 мм

Внешний диаметр канавки D₁ = 31 мм

6.5 Конструирование фрагментов корпуса

Толщина стенки корпуса

δ = 0,03 * + (2…4)мм = 0,03 * 123,75 + 2 = 6мм

Крышки подшипников

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

= 0,4 = 2,88 мм

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

= 0,5 * 6 = 3мм

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 * 52 = 2,8 мм

= 0,5δ_ст = 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 d_К – диаметр резьбовой детали для соединения двух частей корпуса механизма по плоскости разъема

= 0,9δ δ ≥ 6 мм

= 0,9 * 6 6 = 9,8 мм

d = 0,5 * 9,8 = 4,9 = 5 мм

Диаметр отверстия в крышке под головки винтов

D = 2d = 2 * 5 = 10 мм

Диаметр отверстия в крышке под винт

= 1,05d = 5,25 мм

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 * 6 = 3 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 = 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

7. Проверочный расчет вала на прочность

7.1 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих моментов

= 27 мм = 37 мм = 30 мм

1. Силы, действующие по оси Y:

= 434,6 Н

= 421,1 Н

Уравнение моментов в точке А

∑ = 0

- ( + + ) – ( + ) + = 0

= ( *с – ( + )) / ( + + )

= (421,1 * 30 – 434,6 * (37 + 30)) / (27 + 37 + 30)

= -175,37 Н, т.к. “–“ , то поменяем направление реакции

= 175,37 Н

Уравнение моментов в точке B

∑ = 0

- ( + + ) + ( + ) – = 0

= ( ( + ) – ) / ( + + )

= (421,1 * (27 + 37) – 434,6 * 27) / (27 + 37 + 30)

= 161,87 Н

: – + – = 0

: 175,37 – 434,6 + 421,1 – 161,87 = 0

Построение эпюры изгибающих моментов

I участок: х = 27 мм

= * х

= 175,37 * 27 = 4734,99 Н^.мм

II участок: х = 64 мм

= *х – (х- )

= 175,37*64 – 434,6*(64 – 27) = -4856,52 Н^.мм

III участок: х = 94 мм

= *х – (х- ) + ( х-( + ))

= 175,37*94 – 434,6*(94 – 27) + 421,1*(94 – (27 + 37)) = 0 Н^.мм

2 ) Силы, действующие по оси Z:

= 1194 Н

= 1157 Н

Уравнение моментов в точке А

∑ = 0

- ( + + ) + ( + ) + = 0

= ( ( + ) + ) / ( + + )

= (1194*(37 + 30) + 1157*30) / (27 + 37 + 30)

= 1220,3 Н

Уравнение моментов в точке B

∑ = 0

- ( + + ) + ( + ) + = 0

= ( ( + ) + ) / ( + + )

= (1157*(27 + 37) + 1194*27) / (27 + 37 + 30)

= 1130,7 Н

: - + + – = 0

: -1120,3 + 1194 + 1157 – 1130,7 = 0

Построение эпюры изгибающих моментов

I участок: х = 27 мм

= *х

= 1220,3 * 27 = 32948,1 Н^.мм

II участок: х = 64 мм

= *х – *(х - )

= 1220,3 * 64 – 1194*(64 – 27) = 33921,2 Н^.мм

III участок: х = 94 мм

= *х – *(х - ) – ( х-( + ))

= 1220,3*94 – 1194*(94 – 27) – 1157*(94 – (27 + 37)) = 0 Н^.мм

7.2 Расчеты на усталость

n_σn_τ

При расчете на усталость расчетными сечениями являются сечения с концентраторами напряжений: в данном случае это сечения со шпоночной канавкой и с галтельными переходами. Для каждого из расчетных сечений необходимо определить коэффициент запаса прочности и сравнить его с допускаемым значением [n]. Для обеспечения надежной работы должно быть [n] = 1,5…2,5. Прочность оценивают по формуле

n

(n_σ² ₊ n_τ²)^1/2

=

Характеристики

Список файлов курсовой работы