close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Poyasnitelnaya zapiska(135)

код для вставкиСкачать
Казанский Национальный Исследовательский Технический Университет
им. А.Н. Туполева
Кафедра "Основы Конструирования"
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту
по дисциплине "Основы конструирования"
Тема проекта: "Электромеханический привод"
Проект принят с оценкой выполнил:
__________________________ студент группы 3333
Комиссия: Чекмарев С.В.
__________________________ Консультант
__________________________ доцент Карбовский В.А.
__________________________
Казань-2013
Оглавление
1Общий расчет привода2
1.2Выбор приводного двигателя2
1.3Кинематический расчет4
1.4Силовой расчет6
2Расчет цилиндрической зубчатой передачи7
2.1Выбор материалов7
2.2Расчет допускаемых напряжений8
2.3Расчет геометрических размеров9
3Расчет конической передачи15
3.1Выбор материалов15
3.2Расчет допускаемых напряжений18
3.3Расчет геометрических размеров20
4Проектирование валов24
4.1Эскизная компоновка24
4.2Выбор материалов27
4.3Расчет нагрузок, действующих на выходной вал28
4.3.1Расчет сил, действующих в зацеплении конической передачи28
4.3.2Расчет нагрузок, действующих на выходной вал30
4.4Конструирование валов33
4.5Расчет на статическую прочность35
4.6Расчет выходного вала на усталостную прочность36
5.Выбор и расчет подшипников выходного вала41
6.Расчет допусков размеров и допусков формы участков выходного вала44
7Выбор и расчет предохранительной муфты49
Список использованной литературы51
Спецификация52
1 Общий расчет привода
1.2 Выбор приводного двигателя
Структурная схема привода приведена на рис.1
Рис. 1
Привод состоит из электродвигателя (ЭД), цилиндрического редуктора открытого типа, состоящего из быстроходной ступени (,), промежуточных ступеней (,;,;,), тихоходной ступени (,) и конического редуктора (,).
Выбор двигателя выполняем по условию
,
где
-мощность двигателя;
-потребная мощность двигателя.
Потребную мощность двигателя находим по формуле
,
где
- мощность на выходном валу привода;
- общий КПД привода.
Определяем по формуле
,
где
- КПД ступеней цилиндрического редуктора; принимаем ;
- КПД конической передачи; принимаем ;
- КПД одной пары подшипников; принимаем ;
k - число пар подшипников в механизме; k=6 .
Тогда
.
Выходную мощность привода находим по формуле
,
где - угловая скорость вращения вала привода.
Частота вращения выходного вала привода
.
Тогда
.
Определяем выходную мощность привода
.
Тогда потребная мощность двигателя
.
Выбираем двигатель ДПМ-35-Н1, Н2-04.
Общий вид электродвигателя его габаритные и присоединительные размеры представлены на рис.2.
Рис. 2
Основные технические и габаритные характеристики двигателя приведены в табл.1
Таблица 1.
Мощность двигателя 12,32 ВтСкорость вращения выходного вала двигателя 6000 об/минВращающий момент двигателя 19,6 Нммd3035 ммl3078,5ммd1M3x0,35l112,5мм 1.3 Кинематический расчет
Общее передаточное отношение механизма
.
Передаточное соотношение механизма разбиваем по ступеням в соответствии с соотношением
,
где
- передаточное отношение быстроходной ступени; - передаточное отношение первой промежуточной ступени;
- передаточное отношение второй промежуточной ступени;
- передаточное отношение третьей промежуточной ступени;
- передаточное отношение тихоходной ступени;
- передаточное отношение конической передачи; принимаем Определяем передаточное отношение цилиндрического редуктора
Передаточные отношения ступеней цилиндрического редуктора , , , , определяем из номограммы определения передаточных отношений цилиндрического редуктора, обеспечивающей минимальный приведенный момент инерции привода и принимаем ; ; ; ; .
Определяем частоты вращений валов.
Частота вращения первого вала
.
Частота вращения второго вала
.
Частота вращения третьего вала
.
Частота вращения четвертого вала
.
Частота вращения пятого вала
.
Частота вращения шестого вала
.
Частота вращения седьмого вала
.
Проверяем отклонение частоты вращения выходного вала привода от заданного значения
1.4 Силовой расчет
Вращающий момент на первом валу ,.
Вращающий момент на втором валу
,.
Вращающий момент на третьем валу
,.
Вращающий момент на четвертом валу
,.
Вращающий момент на пятом валу
,.
Вращающий момент на шестом валу
,.
Вращающий момент на седьмом валу
,.
Результаты расчетов приведены в табл.2
Таблица 2
Номер валаЧастота вращения n, об/минВращающий момент, T,.1600019,62375029,183208348,874109686,355456,87192,856112,52728,38745,0111678,85 2 Расчет цилиндрической зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов
Выбор материалов для изготовления зубчатых колес обусловлен особенностями их работы. Повышение долговечности зубчатых передач, особенно при значительных силовых нагрузках, может быть достигнуто, если шестерни(зубья малого колеса), нагружаемые чаще, выполнить с более высокой твердостью рабочих поверхностей по сравнению с колесом. С этой целью для изготовления шестерни выбирают более качественный материал или предусматривают упрочнение зубьев.
Твердость материала HВ<350 позволяет проводить чистовую нарезку зубьев после термообработки. При этом можно получить высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. При HB<350 - зубчатые колеса улучшенные.
В том случае, когда нужно иметь особо высокую твердость рабочих поверхностей зубьев при достаточно вязкой сердцевине, целесообразно прибегать к поверхностным термическим и химико-термическими упрочнениями, заключающимся в нагреве материала до определенной температуры с последующим быстрым или медленным охлаждением.
Важнейшим условием правильной термообработки сталей является подбор необходимого температурного режима в зависимости от марки стали.
Термическая обработка стали разделяется на закаливание, отпуск и отжиг.
Закаливание стали применяется для повышения ее твердости. Мягкие малоуглеродистые стали (Ст. 25) и "железо" (Ст.10; Ст.20) не калятся; углеродистые (Сталь 45; Сталь 50) и инструментальные (У8; У9; У10; У10А и другие) увеличивают свою твердость при закалке в три-четыре раза.
Процесс закаливания состоит в нагревании стали до температуры калки (для каждой марки своя) и в быстром охлаждении в масле или воде.
В закаленном состоянии сталь обладает большой твердостью, но вместе с тем и хрупкостью. Чтобы придать ей вязкость, производится отпуск стали после закалки. Для этого ее нагревают до температуры 220-300 С и медленно охлаждают в воздухе. Твердость стали при этом несколько уменьшается, структура ее изменяется, и она становится более вязкой. Меняя температуру отпуска, можно получить разные механические свойства. При нагреве стали на воздухе ее поверхность окрашивается в различные цвета, называемые цветами побежалости. Каждый цвет побежалости соответствует вполне определенной температуре и может служить указателем для определения степени нагрева при отпуске стали.
Отжиг стали служит для выполнения задачи обратной закалки в случаях, когда закаленную деталь требуется обработать режущим инструментов, согнуть или разрезать. Отжиг стали заключается в нагревании ее до температуры 800-900С с последующим медленным охлаждением. После отжига сталь легко поддается обработке.
Для изготовления зубчатых колес цилиндрической передачи выбираем сталь 35Л. Термообработка нормализация при температуре 860-880 С и отпуск при температуре 600-630 С. Для шестерен Сталь 50Г, термообработка термоулучшение. Основные механические характеристики стали приведены в табл. 3. Таблица 3
Марка сталиПредел прочности , Предел текучести , Твердость HB35Л50027015050Г740410211 2.2 Расчет допускаемых напряжений
Допускаемое напряжение изгиба для материала зубчатых колес определяем по формуле
,
где
- базовый предел прочности.
;
- коэффициент безопасности; принимаем ;
- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки; принимаем ;
- коэффициент долговечности. Определяем по формуле
, где
-базовое число циклов, при котором наступает предел выносливости; принимаем ,
- эквивалентное число циклов нагружения для переменной нагрузки
где
t- ресурс работы привода; принимаем t=3,536516=20440, часов.
Тогда
.
Отсюда
.
Принимаем .
Тогда .
2.3 Расчет геометрических размеров
Принимаем число зубьев шестерни быстроходной ступени .
Определяем количество зубьев колеса быстроходной ступени
.
Принимаем число зубьев шестерни промежуточной ступени .
Определяем количество зубьев колеса промежуточной ступени
.
Принимаем .
Принимаем число зубьев шестерни промежуточной ступени .
Определяем количество зубьев колеса промежуточной ступени
.
Принимаем .
Принимаем число зубьев шестерни промежуточной ступени .
Определяем количество зубьев колеса промежуточной ступени
.
Принимаем .
Принимаем число зубьев шестерни промежуточной ступени .
Определяем количество зубьев колеса промежуточной ступени
.
Принимаем .
При отсутствии смазки основной вид разрушений зуба - излом, поэтому модуль зацепления тихоходной зубчатой ступени определяем по формуле расчета на изгиб
,
где
- коэффициент нагрузки для расчета по изгибным напряжениям, определяем по формуле
,
где
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта. Коэффициент ширины зубчатого венца
,
где - коэффициент ширины колеса; принимаем .
Тогда
.
Тогда .
Т.к. тихоходная передача работает на окружной скорости до 5 м/c, принимаем 8 степень точности.
- коэффициент динамической нагрузки; принимаем , для 8 степени точности и скорость до 3, м/c.
Тогда
.
- коэффициент, учитывающий форму зуба; ;
- коэффициент ширины зубчатого венца, принимаем .
Тогда модуль тихоходной зубчатой передачи
,мм.
Принимаем в соответствии с ГОСТ 2144-76 m=0,4, мм.
Определяем ширину зубчатых колес , , , , .
Определяем ширину зубчатых шестерен , , , , Определяем диаметр делительной окружности шестерни .
Определяем диаметр делительной окружности колеса Определяем диаметр делительной окружности шестерни Определяем диаметр делительной окружности колеса Определяем диаметр делительной окружности шестерни Определяем диаметр делительной окружности колеса Определяем диаметр делительной окружности шестерни Определяем диаметр делительной окружности колеса Определяем диаметр делительной окружности шестерни Определяем диаметр делительной окружности колеса Определяем диаметр вершин шестерни ,мм.
Определяем диаметр вершин колеса ,мм.
Определяем диаметр вершин шестерни ,мм.
Определяем диаметр вершин колеса ,мм.
Определяем диаметр вершин шестерни ,мм.
Определяем диаметр вершин колеса ,мм.
Определяем диаметр вершин шестерни ,мм.
Определяем диаметр вершин колеса ,мм.
Определяем диаметр вершин шестерни ,мм.
Определяем диаметр вершин колеса ,мм.
Определяем диаметр впадин шестерни ,мм.
Определяем диаметр впадин колеса ,мм.
Определяем диаметр впадин шестерни ,мм.
Определяем диаметр впадин колеса ,мм.
Определяем диаметр впадин шестерни ,мм.
Определяем диаметр впадин колеса ,мм.
Определяем диаметр впадин шестерни ,мм.
Определяем диаметр впадин колеса ,мм.
Определяем диаметр впадин шестерни ,мм.
Определяем диаметр впадин колеса ,мм.
Определяем межосевые расстояния
,мм.
,мм.
,мм.
,мм.
,мм.
3 Расчет конической передачи
3.1 Выбор материалов
Выбор материалов для изготовления зубчатых передач обусловлен особенностями их работы. Для конических колес, работающих с небольшими окружными скоростями, обычно применяют качественные конструкционные стали марок 20..35; при повышенных окружных скоростях - сталь 45,50, легированные стали 20Х, 40Х, 12XH3A и др.
Повышение долговечности зубчатых передач, особенно при значительных силовых нагрузках, может быть достигнуто, если зубья щестерни, нагружаемых чаще, выполнить с более высокой твердостью рабочих поверхностей по сравнению с вторым колесом. С этой целью для изготовления шестерни выбирают более качественный материал или предусматривают упрочнение зубьев.
Также могут быть широко использованы пластмассы не только как заменители, но и как основные конструкционные материалы для изготовления ответственных узлов и деталей машин, летательных аппаратов, автомобилей и т.д.
Пластмассы особенно необходимы в конструкциях машин работающих в условиях повышенной коррозии, влажности, загрязненности атмосферы парами кислот, пылью и другими вредными веществами.
Здесь пластмассы оказываются более стойкими и экономичными материалами по сравнению с традиционно применявшимся.
В зависимости от поведения пластмасс при переработке в изделия их разделяют на термореактивные и термопластичные.
К термореактивным слоистым пластмассам относится текстолит. Его получают прессованием слоев хлопчатобумажной ткани(наполнитель), пропитанной фенольными или другими смолами. Выпускается в виде листов, плит, прутков, труб и т.д. Обладает повышенной прочностью и износостойкости, а также электроизоляционными свойствами. Марки ПТК (плиточный текстолит конструкционный) и ПТ (плиточный текстолит) применяются для изготовления деталей марки А,Б,Г.ВЧ-для электротехнических целей.
В ряде случаев для машиностроения требуются конструкционные материалы с такими свойствами, которых не имеют металлы, например, материалы, способные работать с минимальным износом в абразивной среде, при недостаточной смазке или вообще без смазки. Одним из таких эффективных конструкционных материалов наряду с пластмассами является прессованная древесина.
Пластмассы обладают такими комбинациями физико-механических свойств, которые часто наиболее полно отвечают эксплуатационными условиями узлов и деталей машин. К числу таких свойств относятся:
1. Малая плотность при достаточной прочности. Изделия из пластмасс в 5-8 раз легче стальных, если пластмассы по своей прочности позволяют при замене стали обеспечить те же габариты деталей
2. Удельная прочность , где - предел прочности при растяжении, - плотность. Этот показатель у некоторых видов пластмасс в 2,5-3 раза выше, чем у углеродистых сталей(например у стеклотекстолита и ДСП-Г)
3. Способность поглощать шумы - особенно ценное свойство пластмасс как конструктивных материалов
4. Высокие антифрикционные и фрикционные свойства различных пластмасс, что позволяет им успешно заменять цветные металлы
5. Другие ценные свойства: диэлектрические, демпфирующие, химическая стойкость, технологичность, связанная с ней экономичность
Для изготовления конического колеса применяем материал текстолит. Данный материал обладает высокой прочностью при сжатии, повышенной ударной вязкостью, отлично подвергается механической обработки сверлением, резанием, штамповкой. Это и обусловливает рекомендации специалистов использовать текстолит при изготовлении деталей, нагруженных знакопеременными электрическими и механическими нагрузками или работающих при трении (втулки, кулачки и т.п.). Помимо прочего текстолит наряду со стеклотканью и фторопластом, является отличным электроизолятором. Он применяется для работы в трансформаторном масле и на воздухе в условиях нормальной относительной влажности окружающей среды при частоте тока 50 Гц. Прочие свойства текстолита свойства текстолитов зависят главным образом от природы волокон в тканях, характеристики самой ткани, свойств и количества связующего, технологи изготовления. В этой связи уместно отметить, что в зависимости от природы волокон различают собственно текстолиты (хлопковые волокна), органотекстолиты (синтетические и искусственные волокна), стеклотекстолиты (различные стеклянные волокна), асбатекстолиты (асбестовые волокна), углетекстолиты или углеродо-текстолиты (углеродные волокна), базальтотекстолиты (базальтовые волокна) и другие. При этом используемые ткани различаются видом переплетения, толщиной и структурой нити или жгута, числом нитей на единицу длины в направлении основы ткани, толщиной, поверхностной плотностью. Сегодня наибольшее применение в производстве текстолита находят однослойные ткани полотняного и сатинового переплетения.
Что касается безопасности применения данного в материала, то в процессе эксплуатации не опасен. Более того, его относят к экологически чистым, безвредным для здоровья. Однако при резке, сверлении в воздух выделяется пыль фенольной или эпоксидной смолы, что безусловно несет угрозу для здоровья и требует принятия мер предосторожности.
Шестерни изготавливаются из материала Сталь 50Г. Термообработка закалка и отпуск.
Основные механические характеристики приведены в табл. 4.
Таблица 4
МатериалМодуль упругости E, МпаПредел текучести полимера, МпаПредел прочности , Предел текучести , Твердость HBТекстолит450,2--Сталь 50Г--650390229 3.2 Расчет допускаемых напряжений
Допускаемое напряжение изгиба для материала конического зубчатого колеса определяем по формуле
,
где
- предел текучести материала; принимаем ;
-коэффициент, учитывающий температурный режим передачи; принимаем для 60С ;
- коэффициент, учитывающий технологию изготовления зубчатых колес; принимаем ;
-коэффициент, характеризующий частоту нагружений; принимаем ;
- коэффициент концентрации напряжений в корне зуба; принимаем ;
- коэффициент, зависящий от расчетного срока службы передачи; вычисляем по формуле
,
Где - число циклов, полученное зубом пластмассового колеса за весь срок службы.
Определяем эквивалентное число циклов по формуле
Тогда
.
Принимаем .
Допускаемое напряжение на изгиб
.
Допускаемое контактное напряжение для материала зубчатого колеса определяем по формуле
,
где
- коэффициент, учитывающий зависимость контактной прочности материала от вязкости смазки; принимаем величиной ;
- коэффициент, зависящий от расчетного срока службы передачи; вычисляем по формуле
,
где - число циклов, полученное зубом пластмассового колеса за весь срок службы.
Определяем эквивалентное число циклов по формуле
Тогда
.
Принимаем .
Допускаемое напряжение изгиба
.
3.3 Расчет геометрических размеров
Принимаем число зубьев шестерни конической передачи .
Определяем количество зубьев конического колеса конической передачи
.
В условиях отсутствия смазки основной вид разрушения зубьев - излом, поэтому определяем средний модуль (мм) из условия прочности зубьев на изгиб
,
где
-коэффициент динамической нагрузки; Принимаем величиной;
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба; Принимаем ;
- коэффициент износа зубьев, принимаем ;
-коэффициент формы зуба; зависит от эквивалентного числа зубьев колеса
,
где
- угол при вершине делительного конуса. Определяем по формуле
; .
Отсюда
.
Тогда принимаем .
-коэффициент, учитывающий снижение нагрузочной способности конической передачи по сравнению с цилиндрической; принимаем ;
- коэффициент ширины зуба относительно среднего диаметра шестерни; принимаем .
Тогда
Из условия контактной прочности зубьев определяем средний делительный диаметр пластмассовой шестерни
,
где
-коэффициент динамической нагрузки; Принимаем ;
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Принимаем ;
-коэффициент, учитывающий снижение нагрузочной способности конической передачи по сравнению с цилиндрической; принимаем ;
- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. .
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, определяем по формуле ,
где
-модуль упругости колеса;
- коэффициент Пуассона.
Тогда
Проверим условие ,мм. Условие выполняется.
,мм.
Ширина зубчатого венца .
Максимальный модуль
.
Диаметр внешней делительной окружности шестерни
,мм.
Диаметр внешней делительной окружности колеса
,мм.
Диаметр внешней делительной окружности по вершинам зубьев шестерни
,мм.
Диаметр внешней делительной окружности по вершинам зубьев колеса
,мм.
Диаметр внешней делительной окружности по впадинам зубьев шестерни
,мм.
Диаметр внешней делительной окружности по впадинам зубьев колеса
,мм.
Внешнее конусное расстояние ,мм.
Определим окружную скорость конического колеса
Принимаем 9 степень точности для конического колеса с окружной скоростью до 3, .
4 Проектирование валов
4.1 Эскизная компоновка
Эскизную компоновку (ЭК) выполняем в масштабе 2.5:1.
ЭК выполняем в следующей последовательности:
1. На расстояниях ,мм,,мм, ,мм, ,мм,,мм проводим оси валов привода.
2. Определяем диаметры валов по формуле
,
где- момент на i-том валу привода;
-допускаемые касательные напряжения, =15..25Мпа; принимаем =20Мпа.
Тогда диаметр первого вала
;
Диаметр второго вала
;
Диаметр третьего вала
Диаметр четвертого вала
;
Диаметр пятого вала
Диаметр шестого вала
;
Диаметр седьмого вала
Для установки валов выбираем подшипники ШПРО легкой серии (рис. 5). Основные характеристики подшипников приведены в табл. 5.
Таблица 5
d, мм D,мм B, мм 3 10 4 4 13 5 6 19 6 9 26 8 В соответствии с этим принимаем: , , , .
3. На чертеже проводим линии, изображающие валы.
4. На чертеж наносим изображения зубчатых колес в соответствии с размерами, указанные на рис.3 и рис.4. Основные размеры приведены в табл. 6.
Таблица 6
№ колеса, мм, мм, мм, мм,мм11237510219,2373,210311,237510420373,210510,837510620,4373,210710,437510824,8483,21099,6485101038,86123,2161130,966129,05101277,409189,0514
Рис. 3
Рис. 4
5. Наносим изображения подшипников в соответствии с таблицей 5 и рис.5
. Рис. 5
Зазоры между зубчатыми колесами и подшипниками 3, мм.
6. Определяем длины участков между центрами подшипников и зубчатых колес выходного вала (рис. 6).
Рис. 6
; ; .
4.2 Выбор материалов
Для валов часто применяют стали марок 20..30. Неответственные, малонагруженные валы можно изготавливать из сталей марок Ст3, Ст4 и Ст5. Углеродистые стали подвергают нормализации. Конструкционные легированные стали 40Х,45ХН,40Г,50Г,30ХГТ,35ХГС и другие применяют при необходимости ограничить массу и габаритные размеры вала, повысить стойкость шлицевых соединений, а также в случае предъявления особых требований к качеству поверхностных слоев вала или зубьев, нарезанных на валу.
При работе в средах с повышенными температурами для валов используют нержавеющие стали 1Х13, 3Х13 (t<600С), сложнолегированные стаи аустенитного класса 1Х18Н3Т, Х23Н18 (t<800C) и сплавы на никелевой основе Х15Н60,Х20Н80 (t<950) и др. Кроме способности работать при высоких температурах жаропрочные стали и сплавы обладают высокой износостойкостью в абразивных средах.
В точной механике валы изготавливают и из алюминиевых сплавов, для уменьшения массы, а также если вал должен быть изолятором, широко используют синтетические материалы: аминопласт МФ, фенопласт К18-2, текстолит, винипласт, органическое стекло, полиэтилен, фторопласт, полистирол и другие термопласты.
Для изготовления валов применяем легированную сталь марки 40Х. Механические свойства стали 40Х до диаметра заготовки 120 мм приведены в таблице 7.
Таблица 7
Материал,МПа,МПа,МПа,МПа Сталь40Х9007504102400,150,05217
4.3 Расчет нагрузок, действующих на выходной вал
4.3.1 Расчет сил, действующих в зацеплении конической передачи
Схема сил, действующих в зацеплениях зубчатых передач, представлена на рис. 7. Определяем силы, действующие в зацеплении конической передачи.
Окружные силы, действующие в зацеплении конической передачи
Рис. 7
Осевая сила, действующая на шестерню и радиальная сила, действующая на колесо
где - угол зацепления, .
Осевая сила, действующая на колесо и радиальная сила, действующая на шестерню
Определяем сосредоточенный момент от осевой силы.
4.3.2 Расчет нагрузок, действующих на выходной вал
Расчетная схема представлена на рис. 8. Определяем реакции, действующие в вертикальной плоскости и . Составляем уравнения равновесия моментов относительно точки B.
;
.
Отсюда
Составляем уравнение равновесия моментов относительно точки А
;
.
Отсюда
Выполняем проверку правильности определения реакций. Уравнение равновесия сил в вертикальной плоскости
;
.
Определяем реакции, действующие в горизонтальной плоскости и . Составляем уравнения равновесия моментов относительно точки B.
;
.
Отсюда
Составляем уравнение равновесия моментов относительно точки А
;
.
Отсюда
Выполняем проверку правильности определения реакций. Уравнение равновесия сил в вертикальной плоскости
,
.
Выполняем построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях (рис. 9).
Участок 1.
Составляем уравнение изгибающего момента
.
При =0
.
При .
Участок 2.
Составляем уравнение изгибающего момента
.
При .
При .
Выполняем построение эпюр изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Участок 1.
Составляем уравнение изгибающего момента
.
При =0
.
При .
Участок 2.
Составляем уравнение изгибающего момента
.
При .
При Определяем суммарные изгибающие моменты.
В т. С
В т. А
Крутящий момент вдоль оси вала 4.4 Конструирование валов
Для редукторов общего назначения рекомендуется выполнять простые по конструкции гладкие валы одинакового номинального диаметра по всей длине, для обеспечения требуемых посадок деталей соответствующие участки вала должны иметь предусмотренные отклонения. Но если места посадок отдалены от конца вала, то установка деталей затрудняется. Поэтому для удобства сборки и разработки узла вала, замены подшипников и других насаживаемых деталей валы выполняют ступенчатыми.
Конструктивная схема выходного вала приведена на рис.10
Рис. 10
Участок предназначен для установки конического колеса, - для установки подшипников, - для установки стопорного кольца. Концевой участок вала предназначен для присоединения исполнительного механизма. Длины участков , ,,, .
Опасным сечением является место установки подшипника.
Диаметр вала в опасном сечении определяем по формуле
,
где
- предел выносливости,
- приведенный момент, учитывающий совместное действие изгиба и кручения.
находим по формуле
,
где
- коэффициент приведения, учитывающий изменение нормального напряжения изгиба по симметричному циклу, а касательного напряжения кручения по пульсирующему или симметричному циклу. Принимаем .
Находим Предел выносливости по симметричному циклу
Тогда диаметр вала в опасном сечении
Принимаем диаметр вала под подшипником
=7, мм.
Для участка, предназначенного для установки конического колеса для образования упорного заплечика принимаем
Для участка, предназначенного для стопорного кольца
мм.
Для концевого участка выходного вала
Конструкции промежуточных валов представлены на рис.11 и рис.12.
Рис. 11
Рис. 12
Принимаем для участков , предназначенных для установки подшипников и конической шестерни ; ; .
Для участков , предназначенных для установки цилиндрических зубчатых колес с целью образования заплечика принимаем ;;.
Длины участков и ,.
4.5 Расчет на статическую прочность
Выполняем расчет для сечения под подшипником. Статический запас прочности определяем по формуле
где
где
- напряжения изгиба и кручения от действий и .
Определяем ,
где - полярный момент сопротивления изгибу, определяется по формуле
.
Тогда .
Определяем ,
где - полярный момент сопротивления кручения, определяется по формуле
.
Тогда .
Находим статический запас прочности
4.6 Расчет выходного вала на усталостную прочность
Выполняем оценку усталостной прочности в сечении под коническим колесом, где концентратором напряжений является шпоночный паз.
Коэффициент запаса усталостной прочности определяем по формуле
где
- коэффициент запаса усталостной прочности по напряжениям изгиба;
- коэффициент запаса усталостной прочности по напряжениям кручения.
Коэффициент запаса определяем по формуле
,
где - предел выносливости материала вала при симметричном цикле изменения напряжений по нормальным напряжениям;
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе. Принимаем =2,1;
- масштабный фактор; принимаем ;
- фактор качества поверхности; принимаем ;
- коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла; принимаем ;
,-амплитуда и среднее значение цикла изменения нормальных напряжений изгиба.. Т.к. напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, то для него
.
определяется по формуле ,
где - осевой момент сопротивления изгибу. Осевой момент сопротивления изгибу находим по формуле
,
где
b - ширина шпоночного паза, принимаем b=2, мм;
- глубина шпоночного паза, принимаем =1, мм.
Тогда
Определяем Определяем коэффициент запаса Коэффициент запаса ,
где
- предел выносливости материала вала при симметричном цикле изменения напряжений по касательным напряжениям;
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении, принимаем =2;
- коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла, принимаем =0,05.
Напряжения от кручения меняются по пульсирующему циклу и для него
,
где
- момент сопротивления кручению.
Определяем .
Тогда
Определяем коэффициента запаса Определяем коэффициент запаса усталостной прочности
Выполняем оценку усталостной прочности в сечении под подшипником, где концентратором напряжений является посадка с натягом.
Определяем Тогда
Осевой момент сопротивления изгиба находим по формуле
Определяем Для данного сечения принимаем Определяем коэффициент запаса .
Определяем коэффициент запаса .
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности
Выполняем оценку усталостной прочности в сечении под муфтой, где концентратором напряжений является шпоночный паз.
В данном сечении определяем только коэффициент запаса Определяем Тогда
.
Для данного сечения принимаем
. Определяем коэффициент запаса .
5. Выбор и расчет подшипников выходного вала
На выходной вал проектируемого привода устанавливаем подшипники ШРУП по схеме "в распор". Основные параметры выбранных подшипников в табл. 8. Таблица 8
d, ммD, ммВ, ммC, Н, Н719630001910 Схема установки подшипников приведена на рис.13.
рис.13.
Определяем радиальные нагрузки на опоры.
Определяем коэффициенты минимального осевого нагружения и ,
отсюда ;
отсюда .
Для компенсации осевых составляющих от радиальных нагрузок должны выполняться условия
С учетом уравнения равновесия
где
выполняем первую попытку определения осевых сил и : принимаем и подставили в уравнение равновесия Тогда
.
Условие выполняется.
Отсюда окончательно принимаем
;
.
Определяем коэффициенты x и y Тогда ;
Тогда .
Эквивалентные нагрузки на опоры определяем по формулам
где - коэффициент динамичности; принимаем - температурный коэффициент; при принимаем .
Тогда эквивалентные нагрузки на опоры
Определяем эквивалентную нагрузку по формуле
Более нагружена опора 2, для которой продолжаем расчет.
Определяем долговечность с 90%-ной степенью надежности
.
Тогда
.
Определяем вероятность безотказной работы подшипника по формуле
,
где
k=1,1 - Для шарикоподшипников.
Тогда
.
6. Расчет допусков размеров и допусков формы участков выходного вала
Выполняем расчет допусков размеров участков вала, предназначенных для установки подшипников.
Для установки подшипников выбираем посадку . При данной посадке отклонение размера вала - k, квалитет - 6, нижнее предельное отклонение ei=1 мкм.
Допуск размера IT6=9, мкм.
Тогда верхнее предельное отклонение
es=ei-IT6=1+9=10,мкм.
Схема поля допуска представлена на рис. 14.
рис. 14.
Выполняем расчет допусков размеров участков вала, предназначенных для установки конического колеса. Для установки конического колеса выбираем посадку . При данной посадке отклонение размера вала - h, квалитет - 6, верхнее предельное отклонение es=0, мкм.
Допуск размера IT6=9, мкм.
Тогда нижнее предельное отклонение
ei=es-IT6=0-9=-9, мкм.
Схема поля допуска представлена на рис. 15.
рис. 15.
Выполняем расчет допусков размеров участков вала, предназначенных для установки муфты. Для установки муфты выбираем посадку . При данной посадке отклонение размера вала - k, квалитет - 6, нижнее предельное отклонение ei=1,мкм.
Допуск размера IT6=9, мкм.
Тогда верхнее предельное отклонение
es=ei+IT6=1+9=10, мкм.
Схема поля допуска представлена на рис.16.
рис.16.
Выполняем расчет допусков размеров участков вала, предназначенных для установки распорной втулки. Для установки распорной втулки выбираем посадку . При данной посадке отклонение размера вала - h, квалитет - 6, верхнее предельное отклонение es=0, мкм. Допуск размера IT6=9, мкм.
Тогда нижнее предельное отклонение
ei=es-IT6=0-9=-9, мкм.
Схема поля допуска представлена на рис. 17
рис. 17
Для обеспечения допустимых значений зазора и углов взаимного перекоса внутреннего и наружного колец подшипников качения ГОСТ 3325-85 предусматривает допуски на отклонения от круглости и профиля продольного сечения посадочных поверхностей вала, а также допуски на отклонения их от соосности относительно общей оси вала и допуски торцового биения упорных заплечиков вала.
Диаметр участка выходного вала под подшипником Допуски круглости и продольного сечения
TFK=TFP=4, мкм.
Допуск торцевого биения упорного заплечика вала
TCA=4, мкм.
Допуск соосности
TPC=10, мкм.
Определяем величины допусков формы и расположения для посадочной поверхности вала под прямозубое коническое колесо, если: колесо имеет модуль m=1,03, мм, число зубьев , длину ступицы , ширину зубчатого венца b=9,05 мм, степень точности зубчатого колеса - 6, уровень относительной геометрической точности А.
Допуск цилиндричности
TFZ=4, мкм.
Допуск соосности для TPC=10,мкм.
Отклонения формы посадочных поверхностей вала под полумуфты ограничиваются допуском цилиндричности, определяемым по ГОСТ 24643-81, в зависимости от квалитета точности размера и уровня относительной геометрической точности.
Допуски на торцевое биение заплечиков вала, в которые упирается торцовая поверхность полумуфты определяется в зависимости от окружной скорости на внешнем диаметре приведены в табл.9.
где
d - диаметр выходного вала под полумуфту в мм;
Тогда Таблица 9
Окружная скорость V(м/сек) по внешнему диаметру насаженной деталиДопуск на торцевое биение, мкмДо 560
Для обеспечения сборки шпоночного соединения вала и втулки необходимо ограничить отклонения от параллельности боковых сторон шпоночного паза на длине прямолинейного участка и отклонение плоскости симметрии шпоночного паза относительно базовой оси поверхности, на которой располагается шпоночный паз.
Величины допусков параллельности и допуска симметричности в диаметральном выражении принимаем в соответствии с табл.10.
Таблица 10
Вид допуска расположенияДопуск расположения в долях от допуска на ширину шпоночного паза, мкм.Допуск параллельности
Допуск симметричности:
-при одной шпонке0,5
2,0 7 Выбор и расчет предохранительной муфты
Для предохранения деталей приводов от перегрузок кинематической схеме предусматривают установку муфт. Для проектируемого привода выбираем конусную фрикционную муфту. Материал полумуфт - чугун СЧ 15-23, СЧ 21-40; для трущихся поверхностей - сочетание чугун по чугуну, по стали, по бронзе, допускается применение асбестовых обкладок и металлокерамичесих покрытий.
Схема предохранительной фрикционной муфты приведена на рис. 18.
Рис. 18.
Конусность назначаем с тем расчетом, чтобы угол был значительно больше угла трения, принимаем .
Средний диаметр зоны контакта при полном включении определяем по формуле
,
где
f - коэффициент трения; принимаем f=0,06(материал: металлокерамика по стали);
[p] - допускаемое давление; принимаем [p]=1 Мпа;
- коэффициент ширины зоны контакта; принимаем .
Тогда
Определяем ширину зоны контакта
.
Основания для расчета дает анализ усилий, возникающих в муфте под действием пружины. Определяем силу нажатия пружины
Такого усилия со стороны пружины достаточно для удержания муфты во включенном состоянии; одна после срабатывания муфты пружина должна обеспечивать включение муфты с преодолением добавочного сопротивления от составляющей силы трения
Список использованной литературы
1. Ш.Х. Бикбулатов, В.А. Черноглазов. Расчет механических передач. Методическое указание к курсовому проектированию по основам конструирования, 1991 г.
2. Г.В. Васильев, А.В. Клыпин, Конструирование зубчатых и червячных передач из пластмасс, 1990 г.
3. В.Л. Юрьева, Г.И. Зайденштейн. Проектирование валов. Учебно-методическое пособие к курсовому проекту по деталям машин, основам конструирования и прикладной механике, 1997 г.
4. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Том 2, 2001 г.
5. Г.И. Зайденштейн, В.А. Черноглазов. Проектирование подшипниковых узлов. Методические указания к курсовому проектированию по деталям машин и основам конструирования и прикладной механики, 1995 г.
6. С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев.. Проектирование механических передач, 1984 г.
7. Г.А Матвеев., И.П. Якупова. Руководство к лабораторной работе. Система допусков и посадок на гладкие цилиндрические соединения. Нормирование точности и выбор посадок поверхностей ступенчатого цилиндрического вала, 2001 г.
8. Е.Я. Красковский, Ю.А. Дружинин. Расчет и конструирование механизмов приборов и вычислительных систем. Москва "Высшая школа", 1991 г.
Спецификация
1
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
219
Размер файла
921 Кб
Теги
poyasnitelnaya, 135, zapiska
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа