123855 (689661), страница 6

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

Текст из файла (страница 6)

Усилие действующие в передачах:

Окружные:

F_t1 = ; (4.163)

F_t1 = = 1,57 кН;

F_t2 = ; (4.164)

F_t2 = = 1,46 кН;

F_t3 = ; (4.165)

F_t3 = = 8,77 кН;

F_t4 = ; (4.166)

F_t4 = = 3,51 кН;

Радиальные:

F_r1 = F_t1 ^. ; (4.167)

F_r1 = 1,57 ^. = 0,59 кН;

F_r2 = F_t2 ^. ; (4.168)

F_r2 = 1,46 ^. = 0,55 кН;

F_r3 = F_t3 ^. tgα ; (4.169)

F_r3 = 8,77 ^. 0,36 = 3,19 кН;

F_r4 = F_t4 ^. tgα ; (4.170)

F_r4 = 3,51 ^. 0,36 = 1,28 кН;

Осевые:

F_a1 = F_t1 ^. tgβ ; (4.171)

F_a1 = 1,57 ^. tg15.22 = 0,43 кН;

F_a2 = F_t2 ^. tgβ ; (4.172)

F_a2 = 1.46 ^. tg15.22 = 0,40 кН;

F_a3 = 0;

F_a4 = 0;

где: α = 20 ⁰, β – угол наклона линии зуба.

Последовательность расчета рассмотрим на примере промежуточного вала, подвергающегося действию наибольшего числа сил.

Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z (рис. 4.12):

Σ M_a = 0; F_t2 ^. l₁ – F_t3 ^. (l₁ + l₂) + R_∆V ^. (l₁ + l₂ + l₃) = 0; (4.173)

R_∆V = ; (4.174)

R_∆V = = 6,49 кН;

Σ M_∆ = 0; F_t3 ^. l₃ – F_t2 ^. (l₂ + l₃) + R_AV ^. (l₁ + l₂ + l₃) = 0; (4.175)

R_AV = ; (4.176)

R_AV = = 1,1 кН;

Реакции в опорах вала от сил, действующих в плоскости XOY вдоль осей X и Y:

Σ M_А = 0; F_r2 ^. l₁ – F_a2 ^. + F_r3 ^. (l₁ + l₂) - R_∆H ^. (l₁ + l₂ + l₃) = 0; (4.177)

R_∆H = ; (4.178)

R_∆H = = 2,39 кН;

Σ M _∆ = 0;

- F_r3 ^. l₃ – F_r2 ^. (l₂ + l₃) – F_a2 ^. + R_AH ^. (l₁ + l₂ + l₃) = 0; (4.179)

R_АH = ; (4.180)

R_AH = = 1,35 кН;

Суммарные реакции:

R_A = ; (4.181)

R_A = = 1,75 кН;

R_∆ = ; (4.182)

R_∆ = = 6,91 кН;

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскостях XOZ;

участок вала АВ:

М_И = R_AV ^. X; (4.183)

x = 0; M_AV = R_AV ^. 0 = 0 Н ^. мм;

x = l₁; M_BV = R_AV ^. l₁; (4.184)

M_BV = 1,1 ^. 59,5 = 65,65 Н ^. мм;

участок вала ВС:

М_И =R_AVX – F_t2 ^. (x – l₁); (4.185)

x = l₁; M_BV = R_AV ^. l₁ – F_t2 ^. (l₁ – l₁) = R_AV ^. l_1; (4.186)

M_BV = 1,1 ^. 59,5 = 65,65 Н ^. мм;

x = l₁ + l₂; M_CV = R_AV ^. (l₁ + l₂) – F_t2 ^. l₂; (4.187)

M_CV = 1,1 ^. (59,5 + 148) – 1,46 ^. 148 = 12,57 Н ^. мм;

участок вала CD:

M_И = R_AV ^. X – F_t2 ^. (x – l₁) + F_t3 ^. (x – l₁ – l₂); (4.188)

x = l₁ + l₂; M_CV = R_AV ^. (l₁ + l₂) – F_t2 ^. l₂; (4.189)

M_CV = 1,1 ^. (59,5 + 148) –1,46^. 148 = 12,57 Н ^. мм;

x = l₁ + l₂ + l₃;

M_∆V = R_AV ^. (l₁ + l₂ + l₃) – F_t2 ^. (l₂ + l₃) + F_t3 ^. l₃; (4.190)

M_∆V = 1,1^. (59,5 + 148 + 59,5) – 1,46 ^. (148 + 59,5) + 8,77 ^.59,5 = 512,9 Н^.мм;

Изгибающие моменты и эпюры, обусловлены силами, действующими в плоскости XOY:

участок вала АВ:

М_И =R_AH ^. X; x = 0; M_AH = R_AH ^. 0 = 0 Н ^. мм;

x = l₁; M^’_BH = R_AH ^. l₁; (4.191)

M_BH = 1,35 ^. 59,5 = 80,53 Н ^. мм;

участок вала ВС:

М_И =R_AHX – F_r2(x – l₁) – F_a2 ^. ; (4.192)

x = l₁; M^”_BH = R_AH ^. l₁ – 0 – F_a2 ^. ; (4.193)

M^”_BH = 1,35 ^. 59,5 – 0 – 0,4 ^. = 23,48 Н ^. мм;

x = l₁ + l₂; M_CH = R_AH ^. (l₁ + l₂) – F_r2 ^. l₂ – F_a2 ^. ; (4.194)

M_CH = 1,35 ^. (59,5 + 148) – 0,55 ^. 148 – 0,4 ^. = 142,16 Н ^. мм

участок вала CD:

M_И = R_AH ^. X – F_r2 ^. (x – l₁) – F_a2 ^. - F_r3 ^. (x – l₁ – l₂); (4.195)

x = l₁ + l₂; M_CH = R_AH ^. (l₁ + l₂) – F_r2 ^. l₂ – F_a2 ^. ; (4.196)

M_CH = 1,35 ^. (59,5 + 148) – 0,55 ^. 148 – 0,4 ^. = 142,16 Н ^. мм;

x = l₁ + l₂ + l₃;

M_∆H = R_AH ^. (l₁ + l₂ + l₃) – F_r2 ^. (l₂ + l₃) – F_a2 ^. - F_r3 ^. l₃; (4.197)

M_∆H = 1,35 ^. (59,5 + 148 + 59,5) – 0,55 ^. (148 + 59,5) – 0,4 ^.

- 3,19 ^. 59,5 = 0 Н ^. мм;

По найденным значениям изгибающих моментов строятся эпюры (см. рис. 4.12)

Рис. 4.12

Суммарные изгибающие моменты:

M_B = ; (4.198)

M_B = = 103,9 Н ^. мм;

M_C = ; (4.199)

M_C = = 142,78 Н ^. мм;

Эквивалентный момент по третьей теории прочности:

M_C > M_B: следовательно – M_ЭКВ = ; (4.200)

M_ЭКВ = = 253,63 Н ^. мм;

Диаметр вала в опасном сечении:

d = ; (4.201)

d = = 3,48 мм;

Допускаемое напряжение [σ_И] выбирают невысоким, чтобы валы имели достаточную жесткость, обеспечивающую нормальную работу зацепления и подшипников. Валы рекомендуется изготавливать из сталей 35, 40, 45, Ст 5, Ст 6, для которых [σ_И] = (50 – 60) МПа.

Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечении сравнить с диаметром d_K под колесом, найденным при ориентировочном расчете (п. 4.4.2.). Должно выполняться условие: d_K ≥ d. При невыполнении этого условия следует принять d_K = d и вновь определить размеры вала (п. 4.4.2.).

условие:

d_K ≥ d,

где: d_K = 35 мм,

35 > 3,48.

Условие выполняется.

4.10 Расчет подшипников качения

В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n ≤ 10 об/мин критерием является остаточная деформация, и расчет выполняют по статической грузоподъемности C_or; при n > 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения и расчет выполняют по динамической грузоподъемности C_r. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (C_тр ≤ С_r) или долговечностей (L_10h ≥ [L_10h]).

Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере промежуточного вала:

Частота вращения n₂ = 239,5 об/мин;

Базовая долговечность подшипника [L_10h] = 20000 ч;

Диметр посадочных поверхностей вала d_п = 35 мм;

Действующие силы:

радиальные:

F_r1 = R_A = 0,59 кH; и F_r2 = R_Д = 0,55кН;

осевая:

F_a = 0,43 кН;

Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки, выбираем радиально – упорный шариковый подшипник 46307, для которого величины статической и динамической грузоподъемностей:

С_or = 24,7 кН; C_r = 42,6 кН;

Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рис. 4.13:

Рис. 4.13

Выбираем значения коэффициентов равными: X = 0,41; Y = 0,87; e = 0,68.

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

S₁ = e · F_r1 ; (4.204)

S₁ = 0,68 · 590 = 401,2 Н;

S₂ = e · F_r2 ; (4.205)

S₂ = 0,68· 550 = 374 Н;

Суммарные осевые нагрузки на подшипник:

т.к. S₁ > S₂, F_a >0, то

F_a1 = S₁ = 401,2 H; F_a2 = S₁ + F_a = 401,2 + 430 = 831,2 Н;

Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры:

P₂ = (V · X · F_r2 + Y · F_a2) · K_δ · K_T; (4.206)

где: K_δ = 1,3 – коэффициент безопасности;

K_T = 1 – температурный коэффициент;

P₂ = (1·0,41·550 + 0,87·831,2) ·1, 3 ·1 = 1233,23 Н;

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры:

P₁ = (V·X·F_r1 + Y·F_a1) ·K_δ ·K_T; (4.207)

P₂ = (1·0, 41·590 + 0, 87·401,2) ·1, 3 ·1 = 768, 22 Н;

Для более нагруженной опоры (правой) определяем долговечность выбранного подшипника 46307:

L_10h = ; (4.208)

L_10h = ;

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность L_10h больше базовой [L_10h] (2908990 > 20000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

4.11. Проверка прочности шпоночных соединений

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их от проворачивания призматическими шпонками (рис. 4.14.). Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.

Рис. 4.14

Рабочая длина шпонки (рис. 4.15.):

Рис. 4.15

l_P = l_ст – b – (5-10); (4.209)

где: l_ст – длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты, мм;

в – ширина шпонки, мм;

Входной вал:

Шкив: сечение шпонки:

b = 8 мм; h = 7 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 4,0 мм; ступицы: t₂ = 3,3 мм;

Шестерня: сечение шпонки:

b = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5,0 мм; ступицы: t₂ = 3,3 мм;

Промежуточный вал:

Шестерня: сечение шпонки:

в = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5 мм; ступицы: t₂ = 3,3 мм;

Колесо: сечение шпонки:

в = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5 мм; ступицы: t₂ = 3,3 мм;

Выходной вал:

Колесо: сечение шпонки:

в = 18 мм; h = 11 мм;

Глубина паза: вала: t₁ = 7,0 мм; ступицы: t₂ = 4,4 мм;

Муфта: сечение шпонки:

в = 14 мм; h = 9 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5,5 мм; ступицы: t₂ = 3,8 мм;

l_Pшкив. = 56 – 8 – 8 = 40 мм;

l_шкив. = 40 мм;

l_{Pшест. Б} = 82 – 12 – 10 = 60 мм;

l_{шест. Б} = 60 мм;

l_{Pколеса. Б} = 78 – 12 – 6 = 60 мм;

l_{колеса. Б} = 60 мм;

l_{Pшест. Т} = 82 – 12 – 10 = 60 мм;

l_{шест. Т} = 60 мм;

l_{Pколеса. Т} = 78 – 18 – 10 = 50 мм;

l_{колеса. Т} = 50 мм;

Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия:

σ_см = ; (4.210)

где: Т_i – вращающий момент на валу, Н · мм;

Z – число шпонок;

l_P – рабочая длина шпонки, мм;

d_i – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза вала, мм;

σ_см, [σ_см] – рабочее и допускаемое напряжение сжатия, МПа;

σ_см1 = (4.211)

σ_см1 = МПа;

σ_см1 < [σ_см]

σ_см2 = (4.212)

σ_см2 = МПа;

σ_см2 < [σ_см]

σ_см3 = (4.213)

σ_см3 = МПа;

σ_см3 < [σ_см]

σ_см4 = (4.214)

σ_см4 = МПа;

σ_см4 < [σ_см]

σ_см5 = (4.215)

σ_см5 = МПа;

σ_см5 < [σ_см]

4.12. Выбор и расчет муфт

Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от расчетного вращающего момента Т_р и диаметров соединяемых валов.

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины.

Расчетный вращающий момент, Н·м:

Т_р = К_р · Т_ПВ; (4.216)

где: К_р = 1,5 – коэффициент режима работы для привода от электродвигателя;

Т_ПВ – момент на приводном валу машины, Н·м;

Т_р = 1,5 · 490,99 = 736,5 Н·м;

4.12.1 Расчет фланцевой муфты

Пальцы муфты проверяют на изгиб по сечению А-А (рис. 4.16).

Рис. 4.16

Условие прочности пальца на изгиб:

σ_Н = ; (4.217)

где: Т_р – расчетный вращающий момент, Н ·мм;

l_П – длина пальца, мм;

D₀ – диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев, мм;

z – число пальцев;

d_П – диаметр пальца, мм;

[σ_Н] = 90 МПа – допускаемое напряжение на изгиб для пальцев;

σ_Н = МПа;

47,36<90.

Условие прочности пальцев выполняется.

Резиновая втулка проверяется на смятие:

σ_СМ = ; (4.218)

σ_СМ = ;

4.13. Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников

Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендаций теории смазывания.

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора χ_З.П.:

χ_З.П = ; (4.219)

где: Н_HV – твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев шестерни, МПа;

σ_Н – рабочее контактное напряжение, МПа;

V – окружная скорость в зацеплении, м/с;

Н_HV1 = 322 МПа; σ_Н1 = 344,36 МПа; V = 1,404 м/с;

χ_З.П = ;

Н_HV2 = 322 МПа; σ_Н2 = 209,2 МПа; V = 3,56 м/с;

χ_З.П = ;

ν_Т = 130 · 10⁶ м²/с;

ν_Б = 55 · 10⁶ м²/с;

ν_ср = ; (4.220)

ν_ср = м²/с;

Вязкость масла , соответствующая значению коэффициента , определяется из графика (рис. 4.17).

Рис. 4.17

Марка масла выбирается по среднему значению вязкости из прил., табл. П. 19; [9, табл. 19.1].

По полученному значению средней вязкости подбираем масло:

Индустриальное (ГОСТ 20799 – 88):

И – 100А.

4.14. Рекомендуемые посадки деталей

4.14.1 Посадки ступиц зубчатых колес на валы:

прямозубое колесо со шпонкой – Н7/р6;

косозубое колесо со шпонкой – Н7/r6, Н7/s6.

4.14.2 Посадка шкива ременной передачи на вал:

шкив со шпонкой при умеренных толчках нагрузки – Н7/m6, Н7/n6.

4.14.3 Посадки подшипников качения на вал:

посадка в корпус – Н7/l0;

посадка на вал – l0/к6.

4.14.4 Посадка крышек подшипников в корпус:

крышка глухая – Н7/d11;

крышка проходная -H7/h8.

4.14.5 Посадка разделительных колеи на вал - D9/к6.

Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А132 М6, определены передаточные отношения ременной и зубчатой передач U_р = 1,5, U_Б = 2,44, U_Т = 2,7, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора n₁=646,7, n₂=239,5, n₃=98,2, n_пв=98,2, Р₁=5,6 кВт, Р₂=5,3 кВт, Р₃=5,1 кВт, Т₁=82,54 Н∙м, Т₂=209,66 Н∙м, Т₃=490,99 Н∙м, Т_пв=490,99 Н∙м.

Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи 2058 ч.

Используя недорогие, но достаточно прочные стали 45Х, 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.

Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора, с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность 2908990 ч.

Для соединения редуктора с приёмным валом машины из стандартов выбрана муфта, и её отдельные элементы проверены на прочность.

Расчетным путём определена марка масла И-100А для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень масла 2,5 литра.

По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей. Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.

Полученные навыки проектирования могут быть использованы при выполнении проектно-конструкторских работ по специальным дисциплинам.

Библиографический список

1. Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “Детали машин и основы конструирования” / Здор Г. П. Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2000. 68 с.

2. Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 5-е, перераб. и доп. М.: Высшая школа, 1988.447с.

3. Проектирование механических передач: Учеб. Пособие для не машиностроительных вузов / С.А. Чернышевский, Г. М. Цикович, В. А. Киселев и др. 4-е изд. Перераб. М.: Машиностроение, 1976. 608 с.

4. Здор Г. П. Расчет ременных передач: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Г. П. Здор, А. В. Бородин / Омская гос. акад. путей сообщения. Омск, 1997. 22с.

5. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для машиностр. специальностей вузов. 4-е изд., перераб. / М. Н. Иванов. М.: Высшая школа, 1984. 336 с.

6. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие / Под ред. С. А. Чернавского. 5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1988. 560 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / В. Н. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьев и др.; Под ред. В. Н. Кудрявцева. Л.: Машиностроение, 1984. 400 с.

8. Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора / Р. И. Гжиров. М.: Машиностроение, 1984. 464 с.

9. Кудрявцев В. Н. Детали машин / В. Н. Кудрявцев. Л.: Машиностроение, 1980. 464 с.

Характеристики

Список файлов курсовой работы