Курсовой проект содержит 57 страниц, 15 рисунков, 2 таблицы, 4 источника, 3 приложения, 4 листа графического материала. 4 страница

Н;

Н;

;

Промежуточный вал

Реакши в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z (рис. 4.):

(4.9.11)

(4.9.12)

(4.9.13)

(4.9.14)

Рисунок 4.9.2 – Реакции в опорах вала от сил действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z и в плоскости XOY вдоль осей X и Y

Реакции в опорах вала от сил, действующих в плоскости ХОУ вдоль

осей X и У:

(4.9.15)

(4.9.16)

(4.9.17)

(4.9.18)

Суммарные реакции:

(4.9.19)

(4.9.20)

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ:

участок вала АВ-

(4.9.21)

;

(4.9.22)

; (4.9.23)

(4.9.24)

участок вала ВС –

(4.9.25)

; (4.9.26)

(4.9.27)

(4.9.28)

(4.9.29)

участок вала СД –

(4.9.30)

(4.9.31)

(4.9.32)

(4.9.33)

(4.9.34)

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

участок вала АВ-

(4.9.35)

;

(4.9.36)

;

(4.9.37)

участок вала ВС –

(4.9.38)

(4.9.39)

(4.9.40)

(4.9.41)

участок вала СД –

(4.9.42)

(4.9.43)

(4.9.44)

По найденным значениям изгибающих моментов строятся эппюры

Суммарные изгибающие моменты:

(4.9.45)

(4.9.46)

Эквивалентный момент по третьей теории прочности

(4.9.47)

Диаметр вала в опасном сечении

(4.9.48)

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

мм

Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечении сравнить с диаметром d_к под колесом, найденным при ориентировочном расчета (п. 4.4.2). Должно выполняться условие: d_к³d.

50³48,18

4.10.Расчет подшипников качения

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

Частота вращения n =209,209 об/мин. Базовая долговечность подшипника [L_10h]=20000ч Диаметр посадочных поверхностей вала d_n = 40мм. Действующие силы: радиальные – F_r1 =R_A=2205,53 Н и F_r2 = R_Д =9170,52 Н; осевая - F_a = Н.

Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки,выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7308А,для которого величины статической и динамической грузоподъемностей: С_0r = 56000 Н; C_r = 80900 Н.

е=0,35; Y=1,7.

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

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

(4.10.1)

H

(4.10.2)

H

Суммарные осевые нагрузки на подшипник:

Так как S₂>S₁, F_a≤S₂ –S₁ то, следует:

; (4.10.3)

H

Рисунок 4.10.1 – Силы действующие в подшипниках качения

Определяем отношение для правой, более нагруженной опоры:

< (4.10.4)

где V – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника.

Находим значения коэффициентов радиальной X и осевой нагрузки У:

;

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры

(4.10.5)

где К_δ= 1,3 – коэффициент безопасности;

K_T = I – температурный коэффициент,

Определяем отношение для левей опоры:

> (4.10.7)

Определяем коэффициенты Х и У

;

Эквивалентная динамическая нагрузка левей оперы

Для более нагруженной опоры (правой) определяем долговечность выбранного подшипника 7308А:

(4.10.8)

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность больше базовой то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

4.11. Проверка прочности шпоночных соединений

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их от проворачивания призматическими шпонками (рис. 4.11.1). Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки

Рисунок 4.11.1 – Размеры шпонки

Рабочая длина шпонки

(4.11.1)

где l _ст – длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты;

b – ширина шпонки.

мм

мм

мм

мм

мм

мм

Рисунок 4.11.2 – Размеры шпонки

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

; (4.11.2)

где Т_i – вращающий момент на валу, Н-мм;

Z – число шпонок;

l _p – рабочая длина шпонки, мм;

d_i – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза вала, мм;

σ_см, [σ_см] – рабочее и допускаемое напряжения смятия, МПа.

1 шпонка

1 шпонка

1 шпонка

1 шпонка

2 шпонки

2 шпонки

В расчетах можно принять [σ_см] =70 МПа.

[σ_см]=70> σ_см=61,3; 23,23; 40,01; 36,01; 47,12; 42,2.

4.12. Выбор и расчет муфт

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

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Расчетный вращающий момент, Н·м,

(4.12.1)

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

T_пв – момент на приводном валу машины, Н·м.

Н·м

При выборе муфты должно соблюдаться условие:

где Т_с=1600 – вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой в стандарте или нормали машиностроения.

Затем, в зависимости от типа муфты, проверяют отдельные ее элементы на прочность.

4.12.1Расчет фланцевой муфты

Болты в отверстия поставлены без зазора (рис. 4.12.1.1).

Рисунок 4.12.1.1 – Размеры фланцевой муфты

Вращающий момент в данном случае передается болтами, установленными без зазора и работающими на срез.

Условие прочности на срез:

(4.12.1.1)

где d_δ=d +1=17 – диаметр нарезанной части стержня болта, мм

D₀ =150 – диаметр окружности, проходящей через центры болтовых отверстий, мм;

z' =6 – число болтов, установленных без зазора;

[τ_ср]=0,25σ_т – допускаемое напряжение на срез для болтов, МПа;

σ_Т – предел текучести материала болта для стали 45,220МПа.

[τ_ср]=0,25·220=55

4.13 Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников

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

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора

(4.13.1)

где Н_НV – твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев шестерни.

Соотношения числами твердости НВ и НV приведены в прил., табл. 11,18

σ_Н – Рабочее контактное напряжение, МПа;

v – окружная скорость в зацеплении, м/с.

Для двухступенчатого редуктора следует определить значения фактора χ_з.п для обеих ступеней и из рис. 4.18 найти соответствующие им вязкости ν_б и ν_т Так как редуктор имеет общую масляную ванну, то следует определить среднее значение вязкости по формуле:

(4.13.2)

Рисунок 4.13.1 – Зависимость вязкости масла от фактора

ν_тш=93·10⁶,м^2/с при 50º

ν_тк=90·10⁶,м^2/с при 50º

ν_бш=118·10⁶,м^2/с при 50º

ν_бк=105·10⁶,м^2/с при 50º

,м^2/с при 50º

В редукторе и коробках передач подшипники обычно смазываются смазочным материалом, применяемым для зацепления (Марка масла –

– И-100А)

Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель (4А132М6), определены передаточные отношения ременной и зубчатых передач (U_р= 1,5, U_Т=2,789 U_б= 3, 091), мощности, частоты вращения и вращающие моменты навалах редуктора (P₁=5,718 кВт P₂=5,519 кВт P₃=5,326кВт P_ПВ=5,3 кВт n₁= 646,667 об/мин n₂=209,209 об/мин n₃=75 об/мин.T₁=92,698 Н·м T₂=252,044 Н·м T₃=678,471 Н·м).

Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи (2196337,579ч).

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

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

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

Расчетным путем определена марка масла (И-100А) для зубчатых колес

и подшипников, установлено потребное количество масла (3 л).

По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей.

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

Библиографический список

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

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 5-е, перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004. 496 с.

3. Проектирование механических передач: Учеб. пособие для немашиностр. вузов / С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, В.А. Киселев и др. 4-е изд. перераб. М.: Машиностроение, 1976. 608 с.

Дата добавления: 2015-08-29