close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

ЗАПИСКА К КУРСАЧУ 1.7..docx12

код для вставкиСкачать
Содержание:
1. Кинематический и силовой расчет привода22. Расчет зубчатой передачи32.1 Определение основных параметров зубчатой передачи32.2 Основные размеры зубчатых колес72.3 Силы в зацеплении73. Эскизная компоновка редуктора83.1 Проектный расчет валов83.2 Конструирование валов83.2.1 Конструирование входного вала83.2.2 Конструирование выходного вала103.3 Конструирование основных элементов корпуса114. Расчет подшипников качения124.1. Расчетная схема подшипников входного вала124.2. Реакции опор124.3. Радиальные нагрузки на подшипники134.4. Эквивалентная динамическая нагрузка134.5. Требуемая динамическая грузоподъемность134.6. Выбор подшипников 145. Уточненный расчет входного вала155.1. Уточненный расчет входного вала155.1.1. Материал вала155.1.2. Эскиз и расчетная схема вала165.1.3. Реакции опор165.1.4. Эпюра изгибающих и крутящих моментов165.1.5. Опасные сечения вала175.1.6. Эквивалентные напряжения в сечениях вала175.1.7. Расчет вала на сопротивления пластическим деформациям195.1.8. Опасные по усталости сечения вала205.1.9 Расчет вала на сопротивление усталости по сечению 1205.1.10 Расчет вала на сопротивление усталости по сечению 4226. Расчет шпоночных соединений247. Выбор смазки26 Список литературы27 Спецификация
Проектирование редуктора
Спроектировать одноступенчатый вертикальный редуктор с цилиндрическими прямозубыми колесами для привода механизма (Рис 1.1.).
Рис 1.2. Диаграмма сил полезного сопротивления.
Рис 1.1. Привод гильотинных ножниц.
1 Кинематический и силовой расчет привода
1.1 Кинематическая схема редуктора
- угловые скорости вала-шестерни и тихоходного вала
-частоты вращения быстроходного и тихоходного валов
-вращающие моменты
Угловая скорость тихоходного вала редуктора равна угловой скорости кривошипа (дано):
Угловая скорость быстроходного вала редуктора:
- передаточное число редуктора (дано)
Частота вращения быстроходного вала:
Работа сил производственных сопротивлений :
- заштрихованная площадь на диаграмме нагрузок полезного сопротивления
- ход ползуна (из кинематического расчета ползуна)
- сила полезного сопротивления (дано)
Вращающий момент на быстроходном валу:
- КПД зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках [1, 23, 2.1.]
Вращающий момент на тихоходном валу:
- КПД рычажного механизма (дано)
- КПД компенсирующей муфты Кратковременный пиковый момент на тихоходном валу:
;
- коэффициент перегрузки (дано).
Потребляемая мощность:
Выбираем электродвигатель серии АИР13258М6: P=4(кВт), n=716 об/мин [2,417,24.9].
2 Расчет зубчатой передачи
2.1 Определение основных параметров зубчатой передачи
Предварительное межосевое расстояние:
+ - внешнее зацепление
К=315 - для прямозубых передач.
(постоянный режим нагружения)
Ψа=0,4 - коэффициент ширины венца колеса [1, 43, 3.3] U=6,3 - передаточное число редуктора;
- коэффициент долговечности - коэффициент нагрузки [1, 92, 4.25]
- коэффициент распределения нагрузки (прямозубая передача, nст=8)
- коэффициент концентрации нагрузки [1, 93, 4.7], (; HB2350; 7 схема передачи)
4
Принимаем Предварительное значение окружной скорости:
[1, 95, 4.36]
- для цилиндр прямозубой передачи с термообработкой шестерни: У1+У2.[1, 95, 4.9]
- коэффициент динамичности [1, 96, 4.11] (nст=8, HB2350; V=2м/с, прямозубая передача)
Принимаем =1,9.
[Gн] - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм². [1,89,4.22].
HB= - средняя твердость колеса SH=1,1 - коэффициент безопасности [1, 90, 4.6.]
Выбираем из ряда: =140(мм) [1, 41, единичный ряд]
- действительная скорость [1, 98, 4.12]
Т.к. , то KH не уточняем - фактическое контактное напряжение [1, 98, 4.41]
(т.к. KH= K'H)
Разница между фактическим и допускаемым напряжениями:
Проверка на контактную прочность
Наибольшее допус. контакторное напряжение:
[1, 90, 4.6]
Максимальное контактное напряжение:
[1, 99, 4.43]
1336(МПа).
- условие прочности
1336( МПа) < 1764 (МПа)
Модуль зацепления
- окружная сила [1, 99, 4.44]
- для прямозубой передачи
- коэффициент долговечности по изгибу (постоянная нагрузка)
- коэффициент напряжений по изгибу [1, 92, 4.26]
- коэффициент распределений напряжений на изгиб (nст=8)
- коэффициент концентрации нагрузки на изгиб [1, 97, 4.8.]
- коэффициент динамичности на изгиб [1, 97, 4.12] (nст=8; HB2<350, прямозубая передача)
- допускаемое напряжение на изгиб
[1, 90, 4.6]
SH=1,75 - коэффициент безопасности [1, 90, 4.6.]
- ширина шестерни [1, 98, 4.40]
Принимаем стандартный модуль mn=1,6 [1, 51]
Число зубьев:
- суммарное число (для прямозубой передачи).
-число зубьев шестерни.
Принимаем Z1=26.
-число зубьев колеса.
Фактическое передаточное отношение
6,4
Отклонение фактического передаточного числа от заданного:
Проверка фактического напряжения изгиба зубьев шестерни:
[1, 101, 4.54]
- коэффициент формы зуба для внешнего зацепления [Z1=25, X=+0.25) [1,101, 4.13]
- коэффициент наклона зуба [1, 101, 4.56]
МПа < [GF]
Напряжение изгиба в зубьях колеса:
(Z2=180, X=+0,25).
(МПа)
Разница между изгибающими прочностями шестерни и колеса:
-можно сказать что почти удалось обеспечить равнопрочность шестерни и колеса.
Проверка на изгибающую прочность:
[1, 90, 4.6]
[1, 102, 4.57]
344(МПа) < 1400(МПа).
2.2 Основные размеры зубчатых колес:
- делительный диаметр [1, 108, 4.62]
Проверим условие (для внешнего зацепления) [1, 108, 4.67]
- диаметр вершин зубьев [1, 108, 4.63]
-диаметр впадин зубьев
2.3 Силы в зацеплении
- осевая сила [1, 109, 4.69]
- радиальная сила [1,109, 4.71]
[1, 109]
- нормальная сила [1, 109, 4.71]
3 Эскизная компоновка редуктора.
3.1 Проектный расчет валов
- предварительное значение диаметров участков вала для установки подшипников
=8(МПа) (на быстроходном валу)
Принимаем =25(МПа) (на тихоходном валу)
Принимаем [1,530].
3.2 Конструирование валов
3.2.1 Конструирование быстроходного (входного) вала:
Рис 3.1. Входной вал.
* Размеры цилиндрического конца вала при :
- диаметр конца вала
- длина конца вала - фаска
-высота зацепления
Редуктор соединяется с электродвигателем упругой муфтой. Согласовываем размеры: упругая муфта со звездочкой (ГОСТ 14084-76) - [1, 465, 15.6.]
Шероховатость поверхности вала цилиндрического концы * Уплотнение
- диаметр под уплотнение
. Принимаем Выбираем манжету (ГОСТ 8752-79). , [1,357,12.24].
Поверхность вала под манжету упрочняем как и для шестерни до твердости 48...53HRC.
Шероховатость поверхности вала под манжету из ряда предпочтительных значений. [5,6].
* Подшипник
Выбираем радиальный однорядный шарикоподшипник легкой серии 207:
35(мм), , (диаметр посадочной поверхности, внешний диаметр, ширина, размер фаски)
- наименьшая высота заплечника для упора подшипника [2,90].
[5,22]- требуемый диаметр ступени для упора подшипника
* Зубчатое колесо
Т.к. передаточное число ступени u>3.15 (u=6,3), то зубья шестерни нарезаем на валу.
Диаметр вала-шестерни, обеспечивающий нарезание зубьев со свободным выходом инструмента:
Принимаем Подшипники находятся вблизи шестерни защищаем маслоупорными шайбами и кольцами (ширина зазора а=9(мм) ) от чрезмерного залива масла.
* Шпоночный паз на цилиндрическом конце - открытый призматическая шпонка с одним плоским, другим - закругленным концом.
Принимаем [1, 302]
* Для повышения технологичности конструкции вала выполняем на переходных участках между посадочными поверхностями и заплечиками технологические канавки [1, 423]
- ширина
- глубина - радиус закругления
* Длина посадочной поверхности для подшипника 207 [1,531] - его ширина * - вал должен выступать за торец внутреннего кольца подшипника только на величину координаты фаски.
* Длины других участков вала определяем по эскизу: * Длина участка в шестерни:, Диаметр шестерни 3.2.2 Конструирование тихоходного (выходного) вала:
Рис 3.2.Выходной вал.
* Размеры цилиндрического конца вала при :
- диаметр конца вала
- длина конца вала - фаска
Редуктор соединяется компенсирующей муфтой. Согласовываем размеры: цепная компенсирующая муфта (ГОСТ 10742-81) Шероховатость поверхности вала цилиндрического концы * Уплотнение
- диаметр под уплотнение
. Выбираем манжету резиновую (ГОСТ 8752-79) типа I: [1,357,12.24].
Шероховатость поверхности вала под манжету * Подшипник
Выбираем подшипник радиальный шариковый однорядный легкой серии 208:
40(мм), , (диаметр посадочной поверхности, внешний диаметр, ширина, размер фаски)
- наименьшая высота заплечника для упора подшипника
- требуемый диаметр ступени для упора подшипника. Принимаем =50(мм).
* Зубчатое колесо устанавливается на вал с натягом. Диаметр поверхности вала под колесо - 40(мм).[2.57].
Основная база - торец. Для осевого фиксирования колеса на валу устанавливаем втулки ( слева а=11(мм), справа а=12(мм)).
Длина посадочной части под колесо 56(мм).
Диаметр колеса 238(мм). * Шпоночный паз на цилиндрическом конце аналогичен пазу на входном валу: Принимаем [1, 302]
* Технологические канавки - соединение цил. конца вала со следующей ступенью - аналогично входному валу.
* Длины других участков вала определяем по эскизу: 3.3 Конструирование основных элементов корпуса
Размеры основных элементов корпуса и т.п. определяем по наибольшему вращающему моменту на тихоходном валу редуктора:
Толщина стенки корпуса:
[1, 417, 14.3]
Принимаем Толщина стенки крышки корпуса принимаем Крышку крепим к корпусу улучшенными винтами с шестигранной уменьшенной головкой класса прочности 6.6
Диаметр стяжных болтов:
[1,417,14,6].
Принимаем d=10(мм).
Диаметр винтов для крепления крышки неразъемных корпусов М6.
Диаметр фундаментного болта
[1,417,14.9]
Принимаем d=12(мм)
Толщина лапы фундаментного болта
Уклон дна определяем 1:100
Чтобы поверхность вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляем зазор :
[2,45,3.2]
L=280(мм) - расстояние между внешними поверхностями передач
Расстояние между дном корпуса и колесом:
b0=4a=36(мм)-расстояние между дном корпуса и колесом. 4 Расчет подшипников качения
4.1. Расчетная схема подшипников входного вала:
Рис.4.1. Расчетная схема входного вала.
Поперечная сила, действующая от муфты на вал:
FM [2, 9, 3.1]
[5, 10, 3.2] - диаметр действия окружной силы в муфте
FM Направление неизвестно. Прикладываем FM противоположно Ft
4.2. Реакции опор в горизонтальной плоскости
∑МB = 0; ∑МB =
∑МA = 0; ∑МA =
Проверка: В вертикальной плоскости:
∑МB = 0; ∑МA = 0; Проверка: 4.3. Радиальные нагрузки на подшипник
1435(Н)
714(Н)
Наиболее нагружен подшипник А
4.4. Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника А
P=V·Fr·KБ·KT
V=1 - коэффициент вращения ( V=1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки V=1,2 при вращении нагруженного кольца);
Кб=1,3 - коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку [4, 13, 5.4]
КТ=1 - температурный коэффициент при t < 100 [4, 13] P= 1·1435·1,3·1=1868 (Н)
4.5. Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника А [4, 11, 5.4]
- для шарикоподшипников
- вероятность 0,9 [4, 10, 5.1]
- для шарикоподшипников при обычных условиях работы [4, 11, 5.2]
(Н)
4.6. Выбор подшипников Выбираем по каталогу [4, прил. 1] шарикоподшипник средней серии 207 d=35(мм) имеет C=25500(Н)>23500(Н).
Оба подшипника принимаем одинаковыми.
Аналогично производим расчет подшипников выходного вала.
Поперечная сила, действующая от муфты на вал:
FM - диаметр действия окружной силы в муфте
FM Направление неизвестно. Прикладываем FM противоположно Ft
4.2. Реакции опор в горизонтальной плоскости
∑МB = 0; ∑МA = 0; Проверка: В вертикальной плоскости:
∑МB = 0; ∑МA = 0; 4.3. Радиальные нагрузки на подшипник
2952(Н)
2875(Н)
Наиболее нагружен подшипник А
4.4. Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника А
P=V·Fr·KБ·KT
V=1 - коэффициент вращения ( V=1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки V=1,2 при вращении нагруженного кольца);
Кб=1,3 - коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку.
КТ=1 - температурный коэффициент при t < 100 P= 1·2552·1,3·1=3878(Н)
4.5. Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника А
- для шарикоподшипников
- вероятность 0.9 [3, 10, 5.1]
- для шарикоподшипников при обычных условиях работы Н
4.6. Выбор подшипников
Выбираем по каталогу шарикоподшипник средней серии 208: d=40мм имеет C=23500(H)>32000(H)
Оба подшипника принимаем одинаковыми.
5. Уточненный расчет валов.
5.1. Уточненный расчет входного вала
5.1.1. Материал вала
Материал вала-шестерни в исходных данных - ст. 40ХН
Его характеристики
5.1.2 Эскиз и расчет входного вала
См. рис. 3.1.
5.1.3 Реакции опор
См. рис. 4.1.
5.1.4. Эпюра изгибающих и крутящих моментов
Для построения эпюр моментов воспользуемся методом сечений:
* Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
Участок c
Участок b
Участок a
* Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:
Участок c
Участок b
Участок a
* Суммарные изгибающие моменты на левом и правом конце:
Участок c: ; Участок b: ;
Участок a: ; * Крутящие моменты в сечениях вала:
Участок a: ; Участок c и b : ; 5.1.5 Опасные сечения вала
На эпюре вала намечаем предположительно опасные сечения и сопоставляем их между собой, используя эпюры моментов. Оставляем для расчета сечение 1 с наименьшим диаметром и наиболее нагруженное сечение 5. Их двух одинаковых сечений 2 и 3 исключаем менее нагруженное 2; из сечений 4 и 7 не рассчитываем 7. Сечение 6 хотя и меньше по диаметру, чем сечение 5, но не передает крутящего момента и нагружено меньшим изгибающим моментом. Таким образом. Оставляем для дальнейшего расчета сечения 1, 3, 4, 5.
5.1.6. Эквивалентные напряжения в сечениях вала.
* Изгибающие моменты находим по эпюре суммарных изгибающих моментов:
В сечении 1:
В сечении 3:
В сечении 4:
В сечении 5:
* Крутящие моменты в сечениях вала определяем по эпюре крутящих моментов:
* Моменты сопротивления сечений вала при изгибе W и кручения Wк [5, 11, 3.3]:
В сечении 1 конец вала диаметром d=25(мм) ослаблен канавкой глубиной h=0,25 (мм):
В сечении 3 участок вала диаметром dП=35(мм)
В сечении 4 конец вала диаметром dП=35(мм) ослаблен канавкой глубиной h=0.25 (мм):
В сечении 5 шестерня с эвольвентными зубьями:
* Номинальное напряжение изгиба и кручения в сечениях вала * Эквивалентные напряжения в сечениях вала по четвертой (энергетической) теории прочности:
5.1.7 Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям
Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям выполняем по сечению 1, в котором возникает наибольшее эквивалентное напряжение:
* [5, 12, 3.3]
* Коэффициент запаса по пределу текучести материала вала [5, 12, 3.4]:
* Допускаемое значение коэффициента запаса по пределу текучести [5, 12]:
=> [ST]=1,6...1,8
Применяя литейную интерполяцию:
Условие прочности вала по сопротивлению пластическим деформациям выполняется:
ST=13,6>[ST]=1,66
5.1.8. Опасные по усталости сечения вала:
Сечение 1: большие номинальные напряжения сочетаются с концентрацией напряжений от ступенчатого перехода и от насаженной детали.
Сечение 4: эквивалентное напряжение больше, чем в сечении 5, концентрация напряжений от ступенчатого перехода с канавкой.
5.1.9. Расчет вала на сопротивление усталости по сечению 1:
В сечении вала нереверсивного редуктора напряжение изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому циклу. * Среднее напряжения цикла и амплитуды напряжений по формулам [5, 12, 3.5, 3.6]:
* Коэффициенты влияния абсолютного размера поперечного сечения, проходящего по канавке диаметром , вала из легированной стали при изгибе и кручении находим по таблице, применяя линейную интерполяцию
(d=20...30).
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений в ступенчатом переходе с радиусом закругления r=1(мм) для Находим и [из т.3.5]:
* Отношение коэффициентов, учитывающих снижение сопротивления вала у торца с натягом муфты:
а) при изгибе [5, 17, 3.13]
- соотношение, зависящее от посадочной поверхности d=25 (мм)
- коэффициент, учитывающий предел прочности материала
- для давления в посадке p>25МПа
б) при кручении [5, 17, 3.14]
В дальнейшем учитываем тот концентратор напряжений, у которого больше отношение коэффициентов.
* Коэффициенты влияния шероховатости поверхности канавки:
а) при изгибе
б) при кручении * Коэффициент влияния поверхностного упрочнения для участка вала без упрочнения КV=1.
* Коэффициенты влияния среднего напряжения цикла соответственно при изгибе и кручении:
а) б) * Пределы выносливости гладких образцов из ст. 40ХН при изгибе и кручении с симметричными циклами [5, 17, 3.1]
* Коэффициенты запаса прочности
а) по номинальным напряжениям:
б) по касательным напряжениям:
* Коэффициенты запаса прочности по усталости при совместном действии напряжений изгиба и кручения * Допускаемое значение коэффициента запаса прочности по усталости:
[S]=1,5...1,8
* Условие прочности сечения 1 по сопротивлению усталости выполняется:
S>[S] 8,3>1,8
5.1.10 Расчет вала на сопротивление усталости по сечению 4:
* Среднее напряжения цикла и амплитуды напряжений по формулам [5, 12, 3.5, 3.6]:
Находим и [5, 15, 3.5]:
* Отношение коэффициентов, учитывающих снижение сопротивления вала у торца с натягом муфты:
а) при изгибе [5, 17, 3.13]
- соотношение, зависящее от посадочной поверхности d=35 (мм)
- коэффициент, учитывающий предел прочности материала
- для давления в посадке p>25МПа
б) при кручении [5, 17, 3.14]
В дальнейшем учитываем тот концентратор напряжений, у которого больше отношение коэффициентов.
* Коэффициенты влияния шероховатости поверхности канавки:
а) при изгибе
б) при кручении * Коэффициенты влияния среднего напряжения цикла соответственно при изгибе и кручении:
а) б) * Пределы выносливости гладких образцов из ст. 40х при изгибе и кручении с симметричными циклами [5, 17, 3.1]
* Коэффициенты запаса прочности
а) по номинальным напряжениям:
б) по касательным напряжениям:
* Коэффициенты запаса прочности по усталости при совместном действии напряжений изгиба и кручения * Допускаемое значение коэффициента запаса прочности по усталости:
[S]=1,5...1,8
* Условие прочности сечения 1 по сопротивлению усталости выполняется:
S>[S] 11,6>1,8
6. Расчет шпоночных соединений 6.1 Расчет шпонок на концах валов:
На консольных концах валов - призматические шпонки.
bxh t1=4 t2=3.3 r=0.25 d2=32 8x7 t1=5 t2=3.3 r=0.4
lш1=36(мм)
lш2=56(мм)
Материал для шпонок - сталь чистотянутая Проверим выбранные шпонки на смятие:
[1, 304]
38,8(МПа)<50(МПа)
121(МПа)<150(МПа)
6.2 Расчет шпонки зубчатого колеса:
bхh t1=5.5 t2=3.3 r=0.4 lш=50(мм)
[6]
188,2(МПа)<200(МПа)
Эпюры изгибающих и крутящих моментов.
7. Выбор смазки
7.1 Смазывание зубчатой передачи
Применяем картерную систему для смазывания. В корпус заливаем масло так, чтобы венец колеса был погружен на (1.5-2.5)m.
Нижний уровень масла 1.5m+36мм=38мм
Верхний уровень масла 2.5m+36мм=40мм
Рекомендуемая кинетическая вязкость при окружной скорости до 2 м/с - 60 мм2/с. Этому значению соответствует индустриальное масло марки И-Г-А-68
Объем масла 252х112х40=1,2л.
7.2 Смазывание подшипников
Подшипники при картерном смазывании смазываются брызгами масла. При окружной скорости колес больше 1 м/с брызгами масла покрыты все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает на подшипники.
Список литературы:
1. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / С.А.Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. - 5е изд., перераб. И доп. - М. Машиностроение, 1984. - 560 с., ил.
2. Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. Пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч. 1) Б.А. Байков, В.Н. Богачев и др.; под общ ред д-ра техн. наук проф. Д.Н.Решетова. - 5е изд., перераб и доп. - М.: Машиностроение, 1992. - 352с., ил. 3. Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. Пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч. 1) Б.А. Байков, В.Н. Богачев и др.; под общ ред д-ра техн. наук проф. Д.Н.Решетова. - 5е изд., перераб и доп. - М.: Машиностроение, 1992. - 352с., ил. 4. Расчет и выбор подшипников качения: Методические указания / сост. В.И. Тарханов. - Ульяновск.: УлПИ, 1993 - 60с.
5. Расчет и конструирование валов: Методические указания / сост. В.И. Тарханов. - Ульяновск.: УлПИ, 1994 - 40с.
6. Шпоночные и шлицевые соединения: методич. Указания/ сост. В. И. Тарханов.- Ул.: УлГТУ, 1995-32с.
1
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
103
Размер файла
998 Кб
Теги
docx12, записка, курсач
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа