Файл: Механике (Детали машин и основы конструирования) принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства. На основе развития механики осуществляется механизация и автоматизация производства.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 10.11.2023
Просмотров: 26
Скачиваний: 2
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
, радиальная силы, поэтому в качестве опор вала выбирают по таблице 38 шариковые однорядные подшипники (ГОСТ 8338-75). Первоначально принимают подшипники легкой серии.
Подшипники качения выпускают следующих классов точности (в порядке его повышения): 0, 6, 5, 4 и 2. Обычно применяют подшипники нормального класса точности 0. Выбор подшипников осуществляется по величине диаметра цапфы вала dП.
В прямозубом зацеплении действуют окружная, радиальная силы, поэтому в качестве опор для входного вала по dП = 35 мм по таблице 38 выбираем шариковые однорядные подшипники (ГОСТ 8338-75) легкой серии 207 со следующими параметрами: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм, Сr = 20,1 кН, С0 = 13,9 кН.
Для выходного вала по dП = 50 мм выбираем шариковые однорядные подшипники (ГОСТ 8338-75) легкой серии 210 со следующими параметрами: d = 50 мм, D = 90 мм, b = 20 мм, Сr = 27,5 кН, С0 = 20,2 кН.
3.5.7 Эскизная компоновка передачи
Эскизная компоновка передачи редуктора выполняется по результатам произведённых расчетов, как правило, на миллиметровой бумаге в соответствующем масштабе. Выполнение эскизного чертежа начинается с проведения осевых линий, определяющих межосевое расстояние. Далее изображаются детали передач: валы, зубчатые колеса, подшипники.
В результате эскизной компоновки определяются:
расчетная длина выходного вала (расстояние между серединами подшипников): ℓр2 = в2 + 2а + B2 – для прямозубой передачи; расчетная длина входного вала: ℓр1 = в1 + 2а + B1 - для прямозубой передачи, где В1, В2 - ширина шариковых радиальных однорядных подшипников для прямозубой передачи;
полная длина выходного вала ℓП2 = ℓр2 + ℓКТ + ℓМТ + 3 мм;
полная длина входного вала ℓП1 = ℓр1 + ℓКБ + ℓМБ + 3 мм.
Геометрические характеристики валов косозубого зацепления:
входного вала: d = 26 мм; dП = 35 мм; d1 = 60 мм; dБП = 42 мм; ℓМБ = 40 мм; ℓКБ = 50 мм; ℓр1 = 52 + 2 · 10 + 17 = 89 мм; ℓП1 = 89 + 50 + 40 + 3 = 182 мм;
выходного вала: d = 42 мм; dП = 50 мм; dБП = 58 мм; dБК = 62 мм; d2 = 240 мм; ℓМТ = 62 мм; ℓКТ = 60 мм; а = 10 мм; ℓр2 = 48 + 2·10 + 20 = 88 мм; ℓП2 = 88 + 60 + 62 + 3 = 213 мм.
Таблица 3.6.1 - Результаты расчетов для эскизного проектирования
3.7 Проверочный расчет выходного вала цилиндрического прямозубого редуктора
3.7.1 Расчетная схема. Исходные данные
Расчётная схема вала и выбранная система отсчёта представлены на рисунке 3.7.1.1.
Точка приложения окружной
, радиальной 
сил обозначена точкой С. Сила в точке приложения С создает вращающий момент Т2 (М1) = 2Т2/d2, а силы , 
и в точках опор А и В приводят к возникновению реакций RAу; RAх; RBу; RBх. Моменту Т2 препятствует момент сил полезных сопротивлений ТПС (М2). Точка С равноудалена от точек А и В, следовательно, длины участков ℓ1 и ℓ2 равны между собой и равны ½ ℓр2 = 88/2 = 44 мм, а значение ℓ3 = ℓП2 – ℓр2 = 213 – 88 = 125 мм.
Рисунок 3.7.1.1 - Расчетная схема вала прямозубой передачи
Исходные данные:
3.7.2 Определение внешних нагрузок - реакций связей
Для определения неизвестных сил реакций воспользуемся уравнениями равновесия.
В вертикальной плоскости YOZ действуют силы реакции в опорах RAу, RBу, радиальная сила Fr .
1)
, -Fr2· ℓ1 +RBy· (ℓ1+ ℓ2) = 0,
RBу =
Н.
2)
, – RAу(ℓ1 + ℓ2) +Fr2· ℓ2= 0,
RAу =
Н.
Для проверки правильности решения составляется уравнение
3)
; 
RAу + RBу – Fr = 391+391-782 = 0.
Реакции определены верно: RAу= RBу = 391 Н.
В горизонтальной плоскости ХОZ действуют силы реакции в опорах
RAх, RBх и окружная сила Ft.
1)
, -Ft2· ℓ1+RB (ℓ1+ℓ2) = 0.
RBx =
Н.
2)
, – RAх· (ℓ1 + ℓ2)+Ft2· ℓ2= 0.
RAх = Н.
Для проверки правильности решения составляется уравнение
3)
; 
= RAх + RВх– Ft2 = 1075+1075-2150 = 0.
Направление и величины сил реакции опор определены верно:
RAх = RВх = 1075 Н.
Если значения сил реакции имеет знак минус, то необходимо иметь ввиду, что направление этих векторов не совпадает с принятым на схеме.
Суммарные реакции в опорах:
RA =
Н;
RВ =
Н.
3.7.3 Определение внутренних усилий в поперечных сечениях вала
Для определения изгибающих и крутящих моментов воспользуемся методом сечений, для чего разобьем расчетную схему вала на части и определим границы участков:
Вертикальная плоскость.
M(x)1=RA· ℓ1= 391·44 = 17204 Н·мм
M(x)2=RB· ℓ2= 391·44 = 17204 Н·мм
Горизонтальная плоскость.
M(x)1= RA· ℓ1= 1075·44 = 47300 Н·мм
M(x)2= RB· ℓ2 = 1075·44 = 47300 Н·мм
M(3)z = T2 = 258 Н·м.
Так как все функции моментов линейны, графически они выражаются прямой линией, для нахождения которой достаточно определить значения в начале и в конце каждого участка. Вычисления удобнее производить, заполняя таблицу 4 расчетов по приведенной форме.
Таблица 3.7.3.1 - Значения изгибающих и крутящих моментов в поперечных сечениях вала
По рассчитанным значениям функций Мх, Н·м; Му, Н·м; Мz, Н·м строят эпюры и определяют наиболее опасное сечение.
Из анализа эпюр следует, что опасным является сечение, проходящее через точку С, в котором Мх = 47,3 Н·м; Му = 17,204 Н·м; Мz = -258 Н·м.
Рисунок 3.7.3.1 - Эпюры Мх(z), Му(z) , Мz(z)
3.7.4 Выбор материала. Расчет вала на статическую прочность.
Для большинства валов применяют термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, механические характеристики которых приведены в таблице 44.
Для изготовления выходного вала (В2) назначаем сталь 45 с характеристиками для заготовки с d ≤ 80 мм таблица 44[Р. 10]):НВ = 270;
σв = 900 Н/мм2; σт = 650 Н/мм2; τт = 390 Н/мм2; σ-1 =380 Н/мм2; τ-1 = 230 Н/мм2.
Мэкв =
- эквивалентный момент.
После подстановки в расчетные формулы цифровых значений имеем:
Ми =
Н·мм;
Мэ =
= 262863 Н·мм;
W =
X
SТ =
>> [S]Т = 1,3…1,6.
Статическая прочность обеспечивается с большим запасом.
4. РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ, КОРПУСА РЕДУКТОРА И ВЫБОР ВИДА СМАЗКИ
4.1 Подбор и расчет шпоночных соединений.
Шпонки со скругленными торцами ставятся:
По таблице П14 Приложения определяем размеры шпонок и пазов (даны в мм).
Рабочую длину шпонки определяем по формуле 3.1.
мм
Дано:
Т1 = 66,7 Нм,
Т2 = 258 Нм.
мм р = 32 мм (входная консоль).
мм р = 50 мм (выходная консоль).
мм р = 45 мм (под колесо).
Все три шпонки удовлетворяют условию работоспособности и способны передавать заданные крутящие моменты с запасом. Окончательно имеем:
4.2 Подбор стандартной муфты.
Для выходного вала d = 42 мм, T2 = 258 Нм по таблице П15 Приложения имеем: М = 450 Нм, nmax = 3350 об/мин.
По формулам 3.2 и 3.3имеем:
Т k = 258 1,5 = 387 Нм < М = 450 Нм,
n = 110 об/мин < nmax = 3350 об/мин.
Оба условия работоспособности для муфты выполняются, следовательно, муфта подобрана правильно.
Окончательно выбираю: Муфта МУВП1-42 ГОСТ 21424-75.
4.3 Расчет корпусных деталей редуктора.
1) Для Т = 258 Нм определяем размеры характерных элементов корпуса редуктора -
по таблице 3.1:
2) Крышки подшипников. Подобраны подшипники:
Для них определяем основные размеры подшипниковых крышек.
4.4 Выбор вида смазывания и уплотнения.
Смазка разбрызгиванием жидкого масла из картера редуктора в процессе его работы (см. III. 4).
Уплотнение подшипниковых узлов осуществляется манжетными уплотнениями, наиболее перспективными из уплотнений контактной группы.
Размеры манжетных уплотнений определяем по таблице П 13 Приложения.
Условное обозначение выбранных манжет:
1 – Манжета 1 – 35 58 ГОСТ 8752-79;
2 - Манжета 1 – 50 70 ГОСТ 8752-79.
5 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА
5.1 Расчётная схема.
Исходные данные: Расчётная схема подшипника приведена на рис. 5.1.1.
Рисунок 5.1.1 – Расчетная схеме подшипника
Исходные данные:
силы реакции опор
RA =
Н;
RВ =
Н.
Rr = RА = RB.
частота вращения вала n2 = 110 об/мин;
нагрузка спокойная, переменная, реверсивная, с умеренными толчками;
ресурс работы t = 25000 часов;
подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии №210 с параметрами d = 50 мм, D = 90 мм, В = 20 мм, Сr = 27,5 кН, С0 = 20,2 кН;
5.2 Условие работоспособности подшипника по динамической грузоподъемности
Сr = RЕ
,
где Сr – расчетное значение динамической грузоподъемности, кН;
[Сr] – допускаемое (табличное) значение динамической грузоподъемности, кН;
n2 – частота вращения выходного вала, об/мин;
Lhтр – требуемая (расчетная) долговечность подшипника, равная ресурсу работы, час;
а23 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника материала колец, тел качения и условий эксплуатации (для шарикоподшипников а23 = 0,7…0,8);
RE - эквивалентная динамическая нагрузка.
Для подшипников шариковых радиальных однорядных при осевой силе Fa = 0 эквивалентная нагрузка RЕ определяется по формуле
RE = VXRrKσКТ
где V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника);
Х – коэффициент радиальной нагрузки (так как Ra = Fa = 0, то Х =1 из таблицы 41[Р.10]);
Кσ – коэффициент безопасности (выбирается по таблице 42,приумеренных толчкахКσ = 1,4);
КТ – температурный коэффициент(выбирается по таблице 43,при t0 ≤ 1000С КТ = 1).
Эквивалентная нагрузка:
RE = 1,0 · 1,0 · 1143 · 1,4 ·1,0 = 1600 Н;
расчетная динамическая грузоподъемность
Сr = 1600
11681 Н ≈ 11,5 кН.
Так как действительная грузоподъемность Сr = 11,5 кН меньше [Сr] = 27,5 кН, то условие работоспособности принятых подшипников обеспечивается.
Определим долговечность подшипника
Lh.тр =
часов, что намного превышает заданный ресурс работы 25000 часов.
6. ЭСКИЗ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Корпуса современных редукторов очерчены плоскими поверхностями, выступающие элементы (например, бобышки подшипниковых гнезд, ребра жесткости) устранены с наружных поверхностей и введены внутрь корпуса, лапы под болты крепления редуктора к плите (раме) не выступают за габариты корпуса, проушины для подъема и транспортирования редуктора отлиты за одно целое с корпусом.
Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов. Нижнюю часть называют корпусом, верхнюю – крышкой корпуса. Для стыковки корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема выполняют фланцы, соединение осуществляется болтами или винтами.
7. СИСТЕМА СМАЗКИ И УПЛОТНЕНИЯ
Для смазывания передач применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки и стекает в нижнюю его часть.
Принцип выбора сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.
Рекомендуемые сорта смазочных масел для цилиндрических зубчатых передач приведены в таблице 7.1.
Таблица 7.1 - Сорта смазочных масел для цилиндрических зубчатых передач
Примечание. В обозначениях масел: И - индустриальное; Г – принадлежность к группе по назначению (гидравлическое); А,С – принадлежность к подгруппе по эксплуатационным свойствам (А- масло без присадок; С – масло с присадками); число – класс кинематической вязкости.
Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну
2m ≤ hМ ≤ 0,25 d2,
где m – модуль зацепления;
d2 – делительный диаметр колеса.
Для слива масла при замене в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают указатели в виде круглых или удлиненных окошек или жезловых (щупы).
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого в верхних точках крышки устанавливают отдушины.
Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги применяются уплотнительные устройства. В редукторах наиболее распространены манжетные уплотнения (рис.7.1).
Манжета состоит из корпуса 1, изготовленного из бензомаслостойкой резины, каркаса 2, представляющего собой стальное кольцо Г-образного сечения и браслетной пружины 3.
Манжету обычно устанавливают рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.
Рисунок 7.1 - Манжетное уплотнение.
8. Сборка и особенности эксплуатации редуктора.
Сборку производят:
На редуктор ведется формуляр, в котором отмечается наработка в часах, сроки смены масла, неисправности и их устранения.
Внешний осмотр редуктора и уровень масла проверяется каждый раз перед началом работы, масло меняется 3 раза в месяц или при наработке 30000 часов, крепление проверяется ежедневно.
Следует отметить, что собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленными техническими условиями
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Курсовой проект по деталям машин и основам конструирования является самостоятельной конструкторской работой.
При выполнении работы, закрепляются знания по курсу «Детали машин», развивается умение использовать для практических приложений сведения из раннее изученных дисциплин, приобретая навыки работы со справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами.
Объектом курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения.
Наиболее распространенными объектами в курсовом проекте являются передачи цилиндрические и передачи гибкой связью. Такой выбор связан с большой распространенностью и важностью их в современной технике.
Таким образом, курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин» является важным этапом обучения.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ.
1. Андриенко Л.А., Байков Б.А., Ганулич И.К. и др. Детали машин: Учебник для вузов / Под ред. О.А. Ряховского – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: ACADEMA, 2003.
3. Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин. – М.: Высшая школа, 2002.
4. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. – М.: Машиностроение, 2002
5. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие / С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин, Г.М.Ицкович, В.П.Козинцов. 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. М.: ООО ТИД "Альянс", 2005 - 416 с.
6. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие. / А.Е.Шейнблит. Изд. 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ., 2002 - 454 с.: ил., черт. - Б. ц.
Подшипники качения выпускают следующих классов точности (в порядке его повышения): 0, 6, 5, 4 и 2. Обычно применяют подшипники нормального класса точности 0. Выбор подшипников осуществляется по величине диаметра цапфы вала dП.
В прямозубом зацеплении действуют окружная, радиальная силы, поэтому в качестве опор для входного вала по dП = 35 мм по таблице 38 выбираем шариковые однорядные подшипники (ГОСТ 8338-75) легкой серии 207 со следующими параметрами: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм, Сr = 20,1 кН, С0 = 13,9 кН.
Для выходного вала по dП = 50 мм выбираем шариковые однорядные подшипники (ГОСТ 8338-75) легкой серии 210 со следующими параметрами: d = 50 мм, D = 90 мм, b = 20 мм, Сr = 27,5 кН, С0 = 20,2 кН.
3.5.7 Эскизная компоновка передачи
Эскизная компоновка передачи редуктора выполняется по результатам произведённых расчетов, как правило, на миллиметровой бумаге в соответствующем масштабе. Выполнение эскизного чертежа начинается с проведения осевых линий, определяющих межосевое расстояние. Далее изображаются детали передач: валы, зубчатые колеса, подшипники.
В результате эскизной компоновки определяются:
расчетная длина выходного вала (расстояние между серединами подшипников): ℓр2 = в2 + 2а + B2 – для прямозубой передачи; расчетная длина входного вала: ℓр1 = в1 + 2а + B1 - для прямозубой передачи, где В1, В2 - ширина шариковых радиальных однорядных подшипников для прямозубой передачи;
полная длина выходного вала ℓП2 = ℓр2 + ℓКТ + ℓМТ + 3 мм;
полная длина входного вала ℓП1 = ℓр1 + ℓКБ + ℓМБ + 3 мм.
Геометрические характеристики валов косозубого зацепления:
входного вала: d = 26 мм; dП = 35 мм; d1 = 60 мм; dБП = 42 мм; ℓМБ = 40 мм; ℓКБ = 50 мм; ℓр1 = 52 + 2 · 10 + 17 = 89 мм; ℓП1 = 89 + 50 + 40 + 3 = 182 мм;
выходного вала: d = 42 мм; dП = 50 мм; dБП = 58 мм; dБК = 62 мм; d2 = 240 мм; ℓМТ = 62 мм; ℓКТ = 60 мм; а = 10 мм; ℓр2 = 48 + 2·10 + 20 = 88 мм; ℓП2 = 88 + 60 + 62 + 3 = 213 мм.
Таблица 3.6.1 - Результаты расчетов для эскизного проектирования
| Наименование параметров и размерность | Обозначение | Величина |
| Входной вал В1 | | |
| Диаметр концевого участка, мм | d | 26 |
| Диаметр вала (цапфы) под подшипники, мм | dП | 35 |
| Диаметр буртика для подшипников, мм | dБП | 42 |
| Длина концевого участка, мм | ℓМБ | 40 |
| Длина промежуточного участка, мм | ℓКБ | 50 |
| Зазор между колесами и стенкой корпуса, мм | а | 10 |
| Расчётная длина, мм | ℓр1 | 89 |
| Длина вала, мм | ℓ1п | 182 |
| Подшипники входного вала: | 207 | |
| наружный диаметр, мм | D | 72 |
| внутренний диаметр, мм | d | 35 |
| ширина, мм | В | 17 |
| динамическая грузоподъемность, кН | Сr | 20,1 |
| Выходной вал – В2 | | |
| Диаметр концевого участка, мм | d | 42 |
| Диаметр вала под подшипники, мм | dП | 50 |
| Диаметр буртика для подшипников, мм | dБП | 58 |
| Диаметр буртика для колеса, мм | dБК | 62 |
| Длина концевого участка, мм | ℓМТ | 62 |
| Длина промежуточного участка, мм | ℓКТ | 60 |
| Расчётная длина, мм | ℓр2 | 88 |
| Длина вала, мм | ℓП2 | 213 |
| Подшипники выходного вала: | 210 | |
| наружный диаметр, мм | D | 90 |
| внутренний диаметр, мм | d | 50 |
| ширина, мм | В | 20 |
| динамическая грузоподъемность, кН | Сr | 27,5 |
3.7 Проверочный расчет выходного вала цилиндрического прямозубого редуктора
3.7.1 Расчетная схема. Исходные данные
Расчётная схема вала и выбранная система отсчёта представлены на рисунке 3.7.1.1.
Точка приложения окружной
, радиальной сил обозначена точкой С. Сила в точке приложения С создает вращающий момент Т2 (М1) = 2Т2/d2, а силы , и в точках опор А и В приводят к возникновению реакций RAу; RAх; RBу; RBх. Моменту Т2 препятствует момент сил полезных сопротивлений ТПС (М2). Точка С равноудалена от точек А и В, следовательно, длины участков ℓ1 и ℓ2 равны между собой и равны ½ ℓр2 = 88/2 = 44 мм, а значение ℓ3 = ℓП2 – ℓр2 = 213 – 88 = 125 мм. Рисунок 3.7.1.1 - Расчетная схема вала прямозубой передачи
Исходные данные:
-
окружная сила Ft = 2150 Н; -
радиальная сила Fг = 782 Н; -
вращающие моменты М1 = М2 = Т2 = 258 Н·м; -
делительный диаметр колеса d2 = 240 мм; -
ℓ1 = ℓ2 = 44 мм; ℓ3 = 125 мм; -
диаметр вала под колесом dК = 58 мм.
3.7.2 Определение внешних нагрузок - реакций связей
Для определения неизвестных сил реакций воспользуемся уравнениями равновесия.
В вертикальной плоскости YOZ действуют силы реакции в опорах RAу, RBу, радиальная сила Fr .
1)
, -Fr2· ℓ1 +RBy· (ℓ1+ ℓ2) = 0,RBу =
Н.2)
, – RAу(ℓ1 + ℓ2) +Fr2· ℓ2= 0,RAу =
Н.Для проверки правильности решения составляется уравнение
3)
;
RAу + RBу – Fr = 391+391-782 = 0.
Реакции определены верно: RAу= RBу = 391 Н.
В горизонтальной плоскости ХОZ действуют силы реакции в опорах
RAх, RBх и окружная сила Ft.
1)
, -Ft2· ℓ1+RB (ℓ1+ℓ2) = 0.RBx =
Н.2)
, – RAх· (ℓ1 + ℓ2)+Ft2· ℓ2= 0.RAх =
Н.Для проверки правильности решения составляется уравнение
3)
; = RAх + RВх– Ft2 = 1075+1075-2150 = 0.Направление и величины сил реакции опор определены верно:
RAх = RВх = 1075 Н.
Если значения сил реакции имеет знак минус, то необходимо иметь ввиду, что направление этих векторов не совпадает с принятым на схеме.
Суммарные реакции в опорах:
RA =
Н;RВ =
Н.3.7.3 Определение внутренних усилий в поперечных сечениях вала
Для определения изгибающих и крутящих моментов воспользуемся методом сечений, для чего разобьем расчетную схему вала на части и определим границы участков:
Вертикальная плоскость.
M(x)1=RA· ℓ1= 391·44 = 17204 Н·мм
M(x)2=RB· ℓ2= 391·44 = 17204 Н·мм
Горизонтальная плоскость.
M(x)1= RA· ℓ1= 1075·44 = 47300 Н·мм
M(x)2= RB· ℓ2 = 1075·44 = 47300 Н·мм
M(3)z = T2 = 258 Н·м.
Так как все функции моментов линейны, графически они выражаются прямой линией, для нахождения которой достаточно определить значения в начале и в конце каждого участка. Вычисления удобнее производить, заполняя таблицу 4 расчетов по приведенной форме.
Таблица 3.7.3.1 - Значения изгибающих и крутящих моментов в поперечных сечениях вала
| Расчетный параметр | У ч а с т к и | | |||
| 1-й | 2-й | ||||
| 0 | 44 мм | 44 мм | 125 мм | ||
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | |
| Мy, Н·м | 0 | 17,204 | 17,204 | 0 | |
| Мx, Н·м | 0 | 47,3 | 47,3 | 0 | |
| МZ, Н·м | 0 | 0 | 258 | 258 | |
По рассчитанным значениям функций Мх, Н·м; Му, Н·м; Мz, Н·м строят эпюры и определяют наиболее опасное сечение.
Из анализа эпюр следует, что опасным является сечение, проходящее через точку С, в котором Мх = 47,3 Н·м; Му = 17,204 Н·м; Мz = -258 Н·м.
Рисунок 3.7.3.1 - Эпюры Мх(z), Му(z) , Мz(z)
3.7.4 Выбор материала. Расчет вала на статическую прочность.
Для большинства валов применяют термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, механические характеристики которых приведены в таблице 44.
Для изготовления выходного вала (В2) назначаем сталь 45 с характеристиками для заготовки с d ≤ 80 мм таблица 44[Р. 10]):НВ = 270;
σв = 900 Н/мм2; σт = 650 Н/мм2; τт = 390 Н/мм2; σ-1 =380 Н/мм2; τ-1 = 230 Н/мм2.
Мэкв =
- эквивалентный момент. После подстановки в расчетные формулы цифровых значений имеем:
Ми =
Н·мм;Мэ =
= 262863 Н·мм;W =
X SТ =
>> [S]Т = 1,3…1,6.Статическая прочность обеспечивается с большим запасом.
4. РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ, КОРПУСА РЕДУКТОРА И ВЫБОР ВИДА СМАЗКИ
4.1 Подбор и расчет шпоночных соединений.
Шпонки со скругленными торцами ставятся:
-
на консольном участке входного вала d1 = 26 мм, l1= 40 мм; -
на консольном участке выходного вала d1 = 42 мм, l1= 62 мм; -
на посадочном участке выходного вала dк = 58 мм, lк= 58 мм.
По таблице П14 Приложения определяем размеры шпонок и пазов (даны в мм).
| d | b | h | t1 | k = h - t |
| 26 | 8 | 7 | 4 | 3 |
| 42 | 12 | 8 | 5 | 3 |
| 58 | 16 | 10 | 6 | 4 |
Рабочую длину шпонки определяем по формуле 3.1.
ммДано:
Т1 = 66,7 Нм,
Т2 = 258 Нм.
мм мм мм Все три шпонки удовлетворяют условию работоспособности и способны передавать заданные крутящие моменты с запасом. Окончательно имеем:
-
Шпонка 8 7 32 – шпонка консольного участка на входном валу. -
Шпонка 12 8 50 – шпонка консольного участка на выходном валу. -
Шпонка 16 10 45 – шпонка под колесо на выходном валу.
4.2 Подбор стандартной муфты.
Для выходного вала d = 42 мм, T2 = 258 Нм по таблице П15 Приложения имеем: М = 450 Нм, nmax = 3350 об/мин.
По формулам 3.2 и 3.3имеем:
Т k = 258 1,5 = 387 Нм < М = 450 Нм,
n = 110 об/мин < nmax = 3350 об/мин.
Оба условия работоспособности для муфты выполняются, следовательно, муфта подобрана правильно.
Окончательно выбираю: Муфта МУВП1-42 ГОСТ 21424-75.
4.3 Расчет корпусных деталей редуктора.
1) Для Т = 258 Нм определяем размеры характерных элементов корпуса редуктора -
по таблице 3.1:
-
толщина стенки редуктора = 8 мм; -
по таблице 3.2: -
диаметр стяжного болта dc = 10 мм; -
диаметр отверстия под болт d0 = 11 мм; -
ширина стяжного фланца Вс = 33 мм; -
радиусы скруглений r = 3мм, R = 10 мм (R dc).
2) Крышки подшипников. Подобраны подшипники:
-
на входной вал № 207 D = 72 мм; -
на выходной вал № 210 D = 90 мм.
Для них определяем основные размеры подшипниковых крышек.
| Согласно таблице 3.3 | Вычисляем | ||||||
| D | | d | z | 1 | 2 | Dф | С |
| 90 | 6 | 8 | 4 | 8 | 5 | 125 | 8 |
| 72 | 6 | 8 | 4 | 8 | 5 | 110 | 8 |
4.4 Выбор вида смазывания и уплотнения.
Смазка разбрызгиванием жидкого масла из картера редуктора в процессе его работы (см. III. 4).
Уплотнение подшипниковых узлов осуществляется манжетными уплотнениями, наиболее перспективными из уплотнений контактной группы.
Размеры манжетных уплотнений определяем по таблице П 13 Приложения.
-
на входной вал: dм = 35 мм, D = 58 мм, h = 10 мм. -
на выходной вал: dм = 50 мм, D = 70 мм, h = 10 мм.
Условное обозначение выбранных манжет:
1 – Манжета 1 – 35 58 ГОСТ 8752-79;
2 - Манжета 1 – 50 70 ГОСТ 8752-79.
5 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА
5.1 Расчётная схема.
Исходные данные: Расчётная схема подшипника приведена на рис. 5.1.1.
Рисунок 5.1.1 – Расчетная схеме подшипника
Исходные данные:
силы реакции опор
RA =
Н;RВ =
Н.Rr = RА = RB.
частота вращения вала n2 = 110 об/мин;
нагрузка спокойная, переменная, реверсивная, с умеренными толчками;
ресурс работы t = 25000 часов;
подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии №210 с параметрами d = 50 мм, D = 90 мм, В = 20 мм, Сr = 27,5 кН, С0 = 20,2 кН;
5.2 Условие работоспособности подшипника по динамической грузоподъемности
Сr = RЕ
,где Сr – расчетное значение динамической грузоподъемности, кН;
[Сr] – допускаемое (табличное) значение динамической грузоподъемности, кН;
n2 – частота вращения выходного вала, об/мин;
Lhтр – требуемая (расчетная) долговечность подшипника, равная ресурсу работы, час;
а23 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника материала колец, тел качения и условий эксплуатации (для шарикоподшипников а23 = 0,7…0,8);
RE - эквивалентная динамическая нагрузка.
Для подшипников шариковых радиальных однорядных при осевой силе Fa = 0 эквивалентная нагрузка RЕ определяется по формуле
RE = VXRrKσКТ
где V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника);
Х – коэффициент радиальной нагрузки (так как Ra = Fa = 0, то Х =1 из таблицы 41[Р.10]);
Кσ – коэффициент безопасности (выбирается по таблице 42,приумеренных толчкахКσ = 1,4);
КТ – температурный коэффициент(выбирается по таблице 43,при t0 ≤ 1000С КТ = 1).
Эквивалентная нагрузка:
RE = 1,0 · 1,0 · 1143 · 1,4 ·1,0 = 1600 Н;
расчетная динамическая грузоподъемность
Сr = 1600
11681 Н ≈ 11,5 кН.Так как действительная грузоподъемность Сr = 11,5 кН меньше [Сr] = 27,5 кН, то условие работоспособности принятых подшипников обеспечивается.
Определим долговечность подшипника
Lh.тр =
часов, что намного превышает заданный ресурс работы 25000 часов.6. ЭСКИЗ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Корпуса современных редукторов очерчены плоскими поверхностями, выступающие элементы (например, бобышки подшипниковых гнезд, ребра жесткости) устранены с наружных поверхностей и введены внутрь корпуса, лапы под болты крепления редуктора к плите (раме) не выступают за габариты корпуса, проушины для подъема и транспортирования редуктора отлиты за одно целое с корпусом.
Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов. Нижнюю часть называют корпусом, верхнюю – крышкой корпуса. Для стыковки корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема выполняют фланцы, соединение осуществляется болтами или винтами.
7. СИСТЕМА СМАЗКИ И УПЛОТНЕНИЯ
Для смазывания передач применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки и стекает в нижнюю его часть.
Принцип выбора сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.
Рекомендуемые сорта смазочных масел для цилиндрических зубчатых передач приведены в таблице 7.1.
Таблица 7.1 - Сорта смазочных масел для цилиндрических зубчатых передач
| Контактные напряжения σН, Н/мм2 | Окружная скорость, м/с | | |
| до 2 | св. 2 до 5 | св. 5 | |
| До 600 Св. 600 до 1000 Св.1000 | И-Г-С-68 И-Г-С-100 И-Г-С-150 | И-Г-С-46 И-Г-С-68 И-Г-С-100 | И-Г-С-32 И-Г-С-46 И-Г-С-68 |
Примечание. В обозначениях масел: И - индустриальное; Г – принадлежность к группе по назначению (гидравлическое); А,С – принадлежность к подгруппе по эксплуатационным свойствам (А- масло без присадок; С – масло с присадками); число – класс кинематической вязкости.
Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну
2m ≤ hМ ≤ 0,25 d2,
где m – модуль зацепления;
d2 – делительный диаметр колеса.
Для слива масла при замене в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают указатели в виде круглых или удлиненных окошек или жезловых (щупы).
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого в верхних точках крышки устанавливают отдушины.
Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги применяются уплотнительные устройства. В редукторах наиболее распространены манжетные уплотнения (рис.7.1).
Манжета состоит из корпуса 1, изготовленного из бензомаслостойкой резины, каркаса 2, представляющего собой стальное кольцо Г-образного сечения и браслетной пружины 3.
Манжету обычно устанавливают рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.
Рисунок 7.1 - Манжетное уплотнение.
8. Сборка и особенности эксплуатации редуктора.
Сборку производят:
-
Берется входной вал и устанавливается на валу подшипник с определенным натягом. -
Вал вставляется в призму (основание корпуса). -
Берется выходной вал, на котором с помощью шпонки устанавливается зубчатое колесо. -
На цапфе вала устанавливаются подшипники. -
Вал вставляется в гнездо основания корпуса. -
Одевается крышка корпуса. -
В крышку подшипников устанавливаются сальники. -
Устанавливаются крышки и завинчиваются винтами. -
Завинчивается сливное отверстие и устанавливается масло указатель. -
После сборки через верхнее отверстие заливают масло в нужном количестве.
На редуктор ведется формуляр, в котором отмечается наработка в часах, сроки смены масла, неисправности и их устранения.
Внешний осмотр редуктора и уровень масла проверяется каждый раз перед началом работы, масло меняется 3 раза в месяц или при наработке 30000 часов, крепление проверяется ежедневно.
Следует отметить, что собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленными техническими условиями
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Курсовой проект по деталям машин и основам конструирования является самостоятельной конструкторской работой.
При выполнении работы, закрепляются знания по курсу «Детали машин», развивается умение использовать для практических приложений сведения из раннее изученных дисциплин, приобретая навыки работы со справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами.
Объектом курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения.
Наиболее распространенными объектами в курсовом проекте являются передачи цилиндрические и передачи гибкой связью. Такой выбор связан с большой распространенностью и важностью их в современной технике.
Таким образом, курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин» является важным этапом обучения.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ.
1. Андриенко Л.А., Байков Б.А., Ганулич И.К. и др. Детали машин: Учебник для вузов / Под ред. О.А. Ряховского – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: ACADEMA, 2003.
3. Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин. – М.: Высшая школа, 2002.
4. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. – М.: Машиностроение, 2002
5. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие / С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин, Г.М.Ицкович, В.П.Козинцов. 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. М.: ООО ТИД "Альянс", 2005 - 416 с.
6. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие. / А.Е.Шейнблит. Изд. 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ., 2002 - 454 с.: ил., черт. - Б. ц.
1 2 3