--PAGE_BREAK--
18.Список используемой литературы
1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов/ Шейнблит А.Е. – М.: Высш. шк., 1991. – 432 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. — 416с.
3. Детали машин. Проектирование: Учебное пособие/ Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт», 2001. – 290с.
4. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т. 3. – 8-е изд., перераб. и доп./ Анурьев В.И. Под ред. И.Н. Жестковой. – Машиностроение, 2001. – 864 с.: ил.
5. Детали машин и основы конструирования/ Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н. Учебник. Изд. 2-е, перераб. – Мн.: Выcш. шк., 2006. -560с.
6. Расчёты деталей машин: справ. пособие. 3-е изд., перераб. и дополн./ Кузьмин А.В. и др. — Мн: Высшая школа, 1986.
5. Предварительный расчет диаметров валов
Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходного вала dв, мм по формуле:
где [τ]к – допускаемое напряжение кручения для материала вала.
Для быстроходного вала [τ]к1 = 10 Н/мм 2.
=
Принимаем = 25 мм;
Принимаем на выходе под шкив 25 мм.
Принимаем диаметр под подшипники 30 мм.
Диаметр под уплотнительную манжету 28мм.
Вал изготовлен как вал–шестерня.
Материал для вала – Сталь 45 ГОСТ 1058-88
Для тихоходного вала принимаем [τ]к2 = 20 Н/мм 2 и, подставив в формулу значения, получаем:
=
Принимаем = 36 мм;
Диаметр под подшипники 40 мм.
Диаметр под уплотнительную манжету 38 мм.
Диаметр под зубчатое колесо 45 мм.
Материал для тихоходного вала – Сталь 45 ГОСТ 1058-88
6. Подбор и проверочный расчет муфт
Следует выбрать цепную муфту.
Выбор будет производиться по [1].
Муфту выбирают по крутящему моменту на валу. Крутящий момент на тихоходном валу равен 140,917 Нм. По табл. К26 [1] выбираем муфту
ПР 25, 4-6000 ГОСТ 20742-81 (диаметры валов под полумуфты – 36мм.).
Параметры муфты:
[T]=250 H*м,, D=140 мм, с=1,8, число зубьев полумуфты z=12,
диаметр ролика цепи d1=15,88 мм, шаг цепи t=25,4 мм.
На рисунке 5.1 показаны основные геометрические параметры муфты (обозначения совпадают с приведенными в [1]).
Расчет геометрических параметров звездочек полумуфт будем производить по (табл. 3.5.1- 3.5.2 [1]).
1) делительный диаметр
d=t/sin(180/z)=25,4/sin(180/12)=98,07 мм;
2) геометрическая характеристика зацепления
λ=t/d1=25,4/15,88=1,59;
3) коэффициент высоты зуба k=0,532;
4) диаметр окружности выступов
5) радиус впадины
r=0,5025*d1+0,05=0,5025*15,88+0,05=8,03 мм;
6) диаметр окружности впадин
На рисунке изображены основные параметры цепной муфты.
7. Предварительный подбор подшипников
Выбираем подшипники по [3]
Посадочные диаметры под подшипники на быстроходном валу d= 30 мм.
Намечаем шариковые радиально-упорные легкой серии.
Подшипник 36206 ГОСТ 831-75 с d=30 мм; D=62 мм; B=16 мм; C=22кН;
С0=12кН.
Посадочные диаметры под подшипники на тихоходном валу d= 40 мм.
Намечаем шариковые радиально-упорные легкой серии.
Подшипник 36208К ГОСТ 831-75 с d=40 мм; D=80 мм; B=18 мм; C=27 кН;
С0=20,4кН.
8. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей
Компоновку обычно проводят в два этапа.
Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шестерни относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции ─ разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1. Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию – ось ведущего вала. Намечаем положение оси ведомого вала.
Конструктивно оформляем по найденным размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Выбираем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные 36206 для быстроходного вала и 36208К для тихоходного.
Подшипники устанавливаем «в распор».
Графически определяем расстояния между реакциями на валу от колеса (шестерни), подшипников, шкива (муфты).
Решаем вопрос о смазывании передачи и подшипников. Смазывание зубчатых передач и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей. Снижение потерь на трение повышает КПД редуктора. Смазывание зубчатых зацеплений: погружение в ванну (при v≤12-15 м/с) и струйное или под давлением (v≥12-15 м/с). Мы принимаем картерное смазывание (погружение в ванну) посредством окунания колёс в масло, заливаемое в корпус. Глубина погружения не превышает 0,25 радиуса колеса.
По кинематической вязкости при 40˚С принимаем масло индустриальное И-Г-А 46 ГОСТ 20799-88 (с. 501 [6]). Смазывание подшипников качения осуществляется той же смазкой, что и редуктор.
Объем масла заливаемого в корпус
дм3
Р =2,48 кВт – мощность передаваемая редуктором.
Второй этап компоновки имеет цель конструктивно оформить, валы, корпус,
подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Конструируем узел ведущего вала:
1) вычерчиваем подшипники качения в разрезе;
2) вычерчиваем крышки подшипников с винтами и под манжету.
Аналогично выполняем узел ведомого вала.
Вычерчиваем шкив ременной передачи, муфту.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами.
Корпус выполняется из чугунного литья. Основные размеры основания корпуса и крышки корпуса определяем по эмпирическим зависимостям (стр.54[3]).
Толщина стенки основания корпуса:
h= 0,025a+3мм = 0,025140+3 = 8,5 мм
Принимаем h= 10 мм
Толщина стенки крышки корпуса:
h1= 0,02a+3 мм = 0,02140+3 = 5,8 мм
Принимаем h1= 8 мм
Диаметр фундаментных болтов:
d1= 2h=28=16 мм
Диаметр штифтов фиксации крышки относительно основания корпуса:
dшт= (0,6…0,8) d1= (0,6…0,8) 8 = 5 мм.
Принимаем штифт 5h8×20 ГОСТ 3128-70 (табл. к43[1]).
Принимаем по компоновочному чертежу :
1)Расстояние от точки приложения реакции шкива на вал до точки приложения реакции подшипника равным 7мм.
2)Расстояние от точки приложения реакции подшипника до точки приложения реакции колеса равным 38,84мм.
3)Расстояние от точки приложения реакции подшипника до точки приложения реакции муфты 75 мм.
4)Расстояние от точки приложения реакции подшипника до точки приложения реакции колеса(шестерни) равным 37мм.
9. Расчет валов по эквивалентному моменту
Быстроходный вал.
T= 29,348 Hм – крутящий момент на валу;
d1=46,67 мм – средний делительный диаметр шестерни;
Силы, действующие на шестерню:
Ft1 = 1257,7 Н;
Fr1 = 464,4 Н;
Fa1 = 214,86 Н;
Сила, действующая на вал от ременной передачи: Fрем = 446,9 Н;
Реакции в опорах, эпюры крутящего и изгибающих моментов:
Плоскость YOZ:
ΣMa= 0 Н;
Нм.
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZ.
Далее рассмотрим плоскость XOZ:
;
;
;
Проверка:
.
Н;
Н;
Н.
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.
Суммарные изгибающие моменты в характерных точках:
Н;
= 24,76 Н;
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.
Строим эпюру крутящего момента (Т=29,348 Нм).
Рассчитаем эквивалентные моменты в характерных точках:
Нм;
Нм;
Т=29,348 Нм
Строим эпюры эквивалентных моментов.
Тихоходный вал.
T= 140,917 Hм – крутящий момент на валу;
d1=237,33 мм – средний делительный диаметр колеса;
Силы, действующие на колесо:
Ft2 = 1207,87 Н;
Fr2 = 466 Н;
Fa2 = 206,46 Н;
Сила, действующая на вал от муфты: Fм = 1030,9 Н;
Реакции в опорах, эпюры крутящего и изгибающих моментов:
Плоскость YOZ:
;
;
;
Проверка:
Н;
Н;
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZ.
Далее рассмотрим плоскость XOZ:
;
;
;
Проверка:
.
Н;
Н; или
Н.
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.
Суммарные изгибающие моменты в характерных точках:
Н;
= 64,27 Н;
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.
Строим эпюру крутящего момента (Т=140,917 Нм).
Рассчитаем эквивалентные моменты в характерных точках:
Нм;
Нм.
Т=140,917 Нм
Строим эпюры эквивалентных моментов.
10. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
Быстроходный вал установлен в шариковых радиально-упорных подшипниках. Подшипник 36206 ГОСТ 831-75 (табл.7.10.3, стр.106, [3]):
d=30 мм; D=62 мм; B=16 мм; C=22кН; С0=12кН.
Вал вращается с частотой n=850,534 мин-1. Вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника (V= 1).
Fa= 214,86 H—осевая сила в зацеплении;
Ra= 637,45 H—радиальная нагрузка на левый подшипник;
Rb= 1196,015 Н—радиальная нагрузка на правый подшипник.
Схеманагружения подшипника:
По таблице 7.5.2 (стр. 85, [3]) с учётом отношений:
Осевые составляющие от радиальных нагрузок:
Rs1= e∙Ra= 0,38∙637,45 = 242,23 H;
Rs2= e∙Rb= 0,38∙1196,015 = 454,486 H.
Определяем осевые нагрузки подшипников:
Fa1= Rs1 = 242,23 H;
Fa2= Fa1+Fa = 242,23 +214,86 =457,09 H.
Сравним отношение расчётной осевой нагрузки к радиальной:
X = 1, Y = 0 (табл. 7.5.2 стр. 85, [3]).
X= 0,44; Y= 1,47 (табл. 7.5.2 стр. 85, [3]).
Эквивалентная динамическая нагрузка для первого и второго подшипников:
Re1=V∙RA∙ Кд ∙Кt=1∙637,45 ∙1,2∙1=674,94 Н;
Re2=(X∙V∙RB+Y∙Fa2)∙ Кд∙ Кt=(0,44∙1∙11962,015+1,47∙) ∙1,2∙1=1452,15 Н,
где:
Кд = 1,2—коэффициент безопасности (табл. 7.5.3 стр. 85, [3]);
Кt= 1—температурный коэффициент (табл. 7.5.4 стр. 85, [3]) при t≤ 150°C.
Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке:
Определяем долговечность более нагруженного подшипника:
Тихоходный вал установлен в шариковых радиально-упорных подшипниках. Подшипник 36208К ГОСТ 831-75 (табл.7.10.3, стр.106, [3]):
d=30 мм; D=80 мм; B=18 мм; C=27 кН; С0=20,4 кН.
Вал вращается с частотой n=170,1 мин-1. Вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника (V= 1).
Fa= 206,46 H—осевая сила в зацеплении;
Ra= 1475,2 H—радиальная нагрузка на левый подшипник;
Rb= 1737,24 Н—радиальная нагрузка на правый подшипник.
Схеманагружения подшипника:
По таблице 7.5.2 (стр. 85, [3]) с учётом отношений:
Осевые составляющие от радиальных нагрузок:
Rs1= e∙Ra= 0,38∙1475,2= 560,57 H;
Rs2= e∙Rb= 0,38∙1737,24 = 660,15 H.
Определяем осевые нагрузки подшипников:
Fa1= Rs1 = 560,57 H;
Fa2= Fa1+Fa = 560,57 += 767,03 H.
Сравним отношение расчётной осевой нагрузки к радиальной:
X = 1, Y = 0 (табл. 7.5.2 стр. 85, [4]).
X= 0,44; Y= 1,47 (табл. 7.5.2 стр. 85, [3]).
Эквивалентная динамическая нагрузка для первого и второго подшипников:
Re1=V∙RA∙ Кд ∙Кt=1∙∙1,2∙1=1770,24 Н;
Re2=(X∙V∙RB+Y∙Fa2)∙ Кд∙ Кt=(0,44∙1∙+1,47∙) ∙1,2∙1=2270,3 Н,
где:
Кд = 1,2—коэффициент безопасности (табл. 7.5.3 стр. 85, [3]);
Кt= 1—температурный коэффициент (табл. 7.5.4 стр. 85, [3]) при t≤ 150°C.
Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке:
Определяем долговечность более нагруженного подшипника:
11. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений
Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скруглёнными концами. Материал шпонки—сталь 45.
Расчёт производим из условия прочности на смятие боковых граней шпонки, выступающих из вала:
Т—крутящий момент на валу, Нм;
d—диаметр вала, мм;
lр = l— b—рабочая длина шпонки, мм;
l—полная длина шпонки, мм;
b—ширина шпонки, мм;
h—высота шпонки, мм;
t1—глубокая паза вала;
[σсм] = 200…400 МПа—допускаемое напряжение при смятии.
Расчёт шпонки под муфту на валу:
Т = 140,917 Н∙м; d= 36 мм; b= 10 мм; h= 8 мм; t1= 5 мм.
Необходимая рабочая длина шпонки:
13 мм
Длина шпонки l= lр+b= 13+10 = 23 мм.
Из ряда стандартных длин (табл. 9.1.3, стр.122[3]) принимаем l= 25 мм.
lр = 25-10 = 15 мм.
Расчёт шпонки под зубчатым колесом выходного вала редуктора:
Т = Н∙м; d= 45 мм; b= 14 мм; h= 9 мм; t1= 5,5 мм.
Необходимая рабочая длина шпонки:
Требуемая длина шпонки:
l= lр+b= 9+14 = 23 мм.
Из ряда стандартных длин (табл. 9.1.3, стр.122[3]) принимаем l= 25 мм.
lр = 25-14 = 11 мм.
Расчёт шпонки под шкив:
Т = 29,348 Н∙м; d= 25 мм; b= 8 мм; h= 7 мм; t1= 4 мм.
Необходимая рабочая длина шпонки:
Принимаем = 10 мм
Требуемая длина шпонки l= lр+b= 10+8 = 18 мм.
Из ряда стандартных длин (табл. 9.1.3, стр.122[3]) принимаем l= 18 мм
lр = 18 — 8 = 10 мм.
12. Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности назначение допусков формы и расположения поверхностей
продолжение
--PAGE_BREAK--
Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от своих номинальных размеров. Для того чтобы оно отвечало своему целевому назначению, его размеры должны выдерживаться между двумя допустимыми предельными значениями, разность которых образует допуск, а зона между наибольшими и наименьшими размерами – поле допуска.
К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов: 01, 0, 1, 2, 3, …, 17, расположенных в порядке убывания точности. Характер соединения деталей называют посадкой. Характеризует посадку разность размеров деталей до сборки.
С целью повышения контактной жесткости, оказывающей значительное влияние на качество посадок и сохранение их характера в процессе эксплуатации, на рабочих чертежах указывают шероховатости по ГОСТ 2789 — 73.
Посадки
Посадки назначаем в соответствии с ГОСТ 25347 — 82, а также рекомендациями, указанными в табл. 8.11, [2].
· посадка зубчатого колеса на вал ,
· посадка цепной муфты на вал ,
· посадка шкива плоскоременной передачи на вал ,
· отклонение валав месте установки подшипников ,
· отклонение отверстия в корпусе в месте установки подшипников .
· посадки шпонок ,
· посадки крышек
· посадка отклонение вала в месте установки манжеты
Шероховатости
Для деталей проектируемого привода рекомендуется по ГОСТ 2789-73 (с изменениями, протокол №21 от 28.05.2002) шероховатости (мкм), а так же
использованы рекомендации (п.3 [5]):
Ra0,32– посадочные поверхности валов из стали под подшипники качения;
Ra2,5 – торцы заплечников валов для базирования зубчатого колеса;
Ra5 – радиусы галтелей на валах;
Ra3,2 – поверхности шпоночных пазов;
Ra2,5 – рабочие поверхности зубьев колеса;
Ra1 – рабочая поверхность шкива поликлиновой передачи, где
Ra– среднее арифметическое отклонение профиля;
Rz– высота неровностей профиля по 10 точкам;
Параметр Ra является основным для деталей в машиностроении.
Допуски
Допуски и посадки основных деталей редуктора принимаем по ЕСДП(единая система допусков и посадок) ГОСТ 25346-82 и 25347-82, также используем рекомендации по табл.6.41-6.43 [5] мкм:
· радиального биения вала в месте установки ступицы колеса 30; манжет 50; рабочая поверхность зубчатого колеса 42, боковая поверхность рабочего колеса 24; рабочая поверхность шкива 15, боковая – 60.
· круглости ступеней вала в местах установки подшипников 4, в месте установки ступицы колеса 8,
· допуск профиля продольного сечения вала в местах установки подшипников 4, в месте установки ступицы колеса 8,
· допуск перпендикулярности для крышки принимаем 25, для боковой поверхности ступицы 30,
· допуск параллельности и симметричности для шпонок принимаем соответственно 22 и 86,
· допуск цилиндричности для ступицы принимаем равным 8.
13. Расчет валов на выносливость
Быстроходный вал
Выбираем потенциально слабое сечение вала. Выбранное сечение имеет параметры:
d=30 мм;
Ми=42,9 Н·м;
Т=29,348 Н;
где d–диаметр вала мм; Ми – изгибающий момент, Н·м; Т – крутящий момент, Н·м.
Материал быстроходного вала Сталь 45 ГОСТ 1050-88, 260-285 HB.
Выбираем тип концентратора напряжений и для него выбираются значения коэффициентов концентрации напряжения по изгибу и по кручению (табл. 6.7.3 с.76 [3]). В нашем случае концентратор напряжений — выточка:
где — коэффициент концентрации напряжения по изгибу; kσ=1,90;
– коэффициент концентрации напряжений по кручению; kτ=1,40.
Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям:
где — предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения, МПа; σ-1=280МПа (табл.16.2.1 с. 268 [3]);
— амплитуда цикла изменения напряжений изгиба, МПа;
где Ми – изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Н·м;
Ми=42,9 Н·м;
W– момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала (табл. 6.7.3, с. 76 [3]), мм3;
d–диаметр вала, мм; d=30мм.
— коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе:
— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,
= 0,85;
— коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности;
— коэффициент влияния поверхностного упрочнения; ;
— коэффициент концентрации напряжения по изгибу; kσ=1,90;
(Коэффициенты выбраны по рис. 6.7.3, 6.7.4 и табл. 6.7.2 с. 76 [3]).
Коэффициент запаса по касательным напряжениям для реверсивной передачи:
где — предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле кручения, МПа;
— амплитуда цикла напряжений кручения, МПа;
— постоянная составляющая напряжений кручения, МПа;
где Т5 – крутящий момент на валу, Н·м; Т=29,348 Н·м;
— момент сопротивления кручению с учетом ослабления вала (табл. 6.7.3 с.76 [3]), мм3;
d–диаметр вала, мм; d=30 мм;
мм3.
– коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла изменения напряжений (табл. 6.7.1 с.76 [3]);
— коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе;
где — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,
= 0,85;
— коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности при кручении;
— коэффициент влияния поверхностного упрочнения;
Общий запас сопротивления усталости:
где – минимальное значение запаса сопротивления усталости; = 1,5;
— коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям;
— коэффициент запаса по касательным напряжениям для реверсивной передачи;
Общий запас сопротивления усталости больше минимального значения запаса усталости, что говорит о том, что вал не разрушится.
Тихоходный вал.
Выбираем потенциально слабое сечение вала. Выбранные сечения имеют параметры:
d=40 мм;
Мис=160,73 Н·м;
Т=140,917 Н;
где d–диаметр вала под пошипник, мм;
Ми, – изгибающий момент под подшипником, Н·м;
Т – крутящий момент, Н·м.
Материал тихоходного вала Сталь 45 ГОСТ 1050-88, 260-285 HB.
Выбираем тип концентратора напряжений и для него выбираются значения коэффициентов концентрации напряжения по изгибу и по кручению (табл. 6.7.3 с.76 [3]):
где — коэффициент концентрации напряжения по изгибу; kσ=1,90,
– коэффициент концентрации напряжений по кручению; kτ=1,40,.
Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям:
где — предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения, МПа; σ-1=280МПа (табл.16.2.1 с. 268 [3]);
— амплитуда цикла изменения напряжений изгиба, МПа;
где Ми – изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Н·м;
Мис=160,73 Н·м;
W– момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала (табл. 6.7.3, с. 76 [3]), мм3;
d–диаметр вала, мм; d=40мм,
— коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе:
— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,
= 0,84,
— коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности;
— коэффициент влияния поверхностного упрочнения; ;
— коэффициент концентрации напряжения по изгибу; kσ=1,90,
(Коэффициенты выбраны по рис. 6.7.3, 6.7.4 и табл. 6.7.2 с. 76 [3]).
Коэффициент запаса по касательным напряжениям для реверсивной передачи:
где — предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле кручения, МПа;
— амплитуда цикла напряжений кручения, МПа;
— постоянная составляющая напряжений кручения, МПа;
где Т5 – крутящий момент на валу, Н·м; Т=140,917 Н·м;
— момент сопротивления кручению с учетом ослабления вала (табл. 6.7.3 с.76 [3]), мм3;
d–диаметр вала, мм; d=40мм;
– коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла изменения напряжений (табл. 6.7.1 с.76 [3]);
— коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе;
— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,
= 0,84,
— коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности;
— коэффициент влияния поверхностного упрочнения; ;
— коэффициент концентрации напряжения по изгибу; kσ=1,90,
Общий запас сопротивления усталости:
где продолжение
--PAGE_BREAK--