Проектирование деталей машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Структурный анализ механизма

1.1 Группы Асура

1.2 Структурная формула

1.3 Определение степени подвижности кинематической цепи

2. Кинематический анализ механизма

2.1 Построение планов положений механизма

2.2 Построение планов скоростей

2.3 Построение плана ускорений

3. Силовой анализ механизма

3.1 Силовой анализ группы Асура

3.2 Силовой анализ ведущего звена

3.3 Определение уравновешивающего момента по теореме Жуковского

4. Динамический анализ механизма

4.1 Построение диаграммы приведенных моментов сил сопротивления

4.2 Построение диаграммы работ

4.3 Построение диаграммы избыточной работы

4.4 Построение диаграммы приведенных моментов инерции

4.5 Построение неполной диаграммы энергомасс

5. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

6. Выбор материалов червячной передачи. Определение допускаемых напряжений

7. Расчет закрытой червячной передачи

8. Расчет клиноременной передачи

9. Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов

9.1 Вал-червяк

9.2 Вал колеса

10. Разработка сборочного чертежа редуктора

10.1 Конструирование червячного колеса

11. Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет тихоходного вала

11.2 Расчет тихоходного вала на усталостную прочность

11.3 Проверочный расчет шпонок

11.4 Проверочный расчет тихоходного вала

Список литературы



1. Структурный анализ механизма

1.1 Группы Ассура

Разобьем наш механизм на группы Ассура. Начиная с конца механизма, отделим группу второго класса. Отделив группу второго класса останется группа первого класса (кривошип).

1.2 Структурная формула

Запишем структурную формулу для данного механизма: Й (0:1)> ЙЙ (2:3)

1.3 Определение степени подвижности кинематической цепи

Кинематическая цепь состоит из трех подвижных звеньев. Количество пар пятого класса равно 4. Применив формулу Чебушева (W=3*n-2*P5-P4) определим степень подвижности: W=9-8=1.



2. Кинематический анализ механизма

2.1 Построение планов положений механизма

Определим крайнее левое положение механизма. Для этого из точки А раствором циркуля равным R=lBC-lAB делаем засечку на линии движения ползуна. Проведя прямую через получившуюся точку и точку А получим крайнее положение точки В. Построим двенадцать планов положений механизма, начиная с крайнего положения механизма. Проведя окружность радиусом равным R=lAB ,и разделим окружность, начиная с крайнего положения, на двенадцать равных частей. Пронумеруем все эти точки, начиная с крайнего положения по направлению движения кривошипа. Затем раствором циркуля равным длине ВС (l BC) будем делать засечки из точки В на линии движения ползуна, для каждого положения точки В. Соединим полученные точки на линии движения ползуна с соответствующими положениями точки В. Таким образом, мы получим 12 планов положений механизма.

2.2 Построение планов скоростей

Рассмотрим общие принципы построения плана скоростей на примере. Построим план скоростей для четвертого положения механизма. Планы скоростей будем строить повернутые на 90 градусов. Сначала запишем векторное уравнение: VC=VB+VBC. В этом уравнении 2 неизвестные величины, скорости VC и VBC, следовательно, можно построить план скоростей. Выберем за полюс плана скоростей точку PV. Найдем сначала угловую скорость кривошипа АВ: , где nk- это число оборотов кривошипа за минуту.

(c-1).

Вычислим скорость в точке В:

VB=щk*lAB=3,14*0.170=0.534 (м/с).

Вычислим масштаб для скорости, предварительно приняв [Pvb]=50 (мм)

()

В соответствии с векторным уравнением строим план скоростей. Отложим из полюса скоростей параллельно АВ отрезок [Pvb]. Из точки b отложим прямую параллельную ВС. Из полюса скоростей проведем прямую перпендикулярную движению ползуна. Точка пересечения этих прямых - это точка С. Основываясь на этом принципе построим остальные планы скоростей. Используя теорему подобия планов скоростей, отметим на 12 планах скоростей точку S. Используя планы скоростей, определим скорости: VC, VS, VCB, щ2, замеряя соответствующие отрезки на планах скоростей ([PVC], [PVS], [cb],), и умножая их на вычисленный масштаб скорости. Занесем полученные результаты в таблицу.

Таблица 2.1 - Найденные значения скоростей

	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
Vc	0	0,214	0,417	0,555	0,523	0,310	0,016	0,331	0,518	0,532	0,395	0,203
Vb	0,534	0,534	0,534	0,534	0,534	0,534	0,534	0,534	0,534	0,534	0,534	0,534
Vs	0,374	0,406	0,491	0,545	0,513	0,513	0,374	0,427	0,513	0,532	0,481	0,406
Vcb	0,534	0,459	0,256	0,043	0,304	0,481	0,523	0,443	0,256	0,032	0,288	0,470
w2	0,742	0,638	0,356	0,059	0,423	0,668	0,727	0,616	0,356	0,045	0,401	0,653



2.3 Построение плана ускорений

Построим план ускорений для четвертого положения механизма. Запишем векторное уравнение: Wc=WB+WnCB+WфCB, где WC и WB - ускорения точек С и В, WфCB - касательное ускорение при движении точки С вокруг В, W nCB - нормальное ускорение при движении точки С вокруг В.

Найдем WB=(щk)2 *lAB=(3,14)2*0.170=1,676 (м/с2).

Для того, чтобы начать строить план ускорений необходимо знать величину [bn], для этого сначала вычислим масштаб для ускорений:

(), а затем WnCB=(щ2)2*lBC=0.129 (м/с2).

(мм).

Точку Pw выберем за полюс на плане ускорений. Из полюса ускорений отложим отрезок [Pwb] параллельно ВА, причем он будет направлен к центру вращения. Отложим из точки b, на плане скоростей, отрезок [bn] параллельно шатуну ВС, причем [bn] направлен к полюсу (точка В). Затем проведем перпендикуляр через конец вектора [bn], а из полюса ускорений проведем прямую, параллельную прямой вдоль которой движется ползун. Точка пересечения этой прямой и перпендикуляра - это точка С.

Используя теорему подобия планов ускорений отметим на нем точку S4. Используя этот план ускорений найдем значения ускорений Wc, WCB, WS4, замеряя соответствующие отрезки ([Pwc], [nc], [PwS4]) и умножая их на вычисленный ранее масштаб ускорений.

Wc=[Pwc]*мw=43*0.0168=0,722 (м/с2)

WфCB=[nc]*мw=84.0*0.0168=1.411 (м/с2)

WS4=[PwS4]*мw=78.0*0.0168=1.310 (м/с2), 

где WS4 это абсолютное ускорение точки S4, принадлежащей шатуну ВС.

Вычислим угловое ускорение первого звена:

(c-2)



3. Силовой анализ механизма

3.1 Силовой анализ группы Ассура

Рассмотрим группу Ассура второго класса. Покажем все силы и моменты инерции, действующие на группу Ассура второго класса. Сначала определим значения всех инерционных сил и момента инерции второго звена для группы Ассура.

FИ2= -m2*WS4= -80*1,310= -104,8 (H)

FИ3= - m3*Wc= - 80*0,529= - 57,8 (H)

TИ2= - JS4*е2= -0.1*m2*(lBC)2*е2= - 0.1*80*(0.720)2*1,959= - 8,12 ()

Определим значение сил тяжести второго и третьего звена, а массу первого звена прием равную нулю (m=0).

G2=m2*g= 80*10= 800 (H)

G3= m3*g= 80*10= 800 (H)

Вычислим масштаб сил: (H/мм)

TИ2- момент сил инерции второго звена.

FИ2- сила инерции второго звена.

FИ3- сила инерции третьего звена.

Составим уравнение моментов относительно точки С:



Выразим из этого уравнения R12ф:

(H)

Составим уравнение равновесия сил:

Построив план сил в соответствии с приведенным выше уравнением мы найдем реакции R12 и R03

R12=4225 (H) (R12- это сила реакции второго звена относительно первого)

R03= 100 (H)

Рассмотрим второе звено. Составим для него уравнение равновесия сил:

R12+R32+FИ2+G2=0

Построив план сил найдем неизвестную нам реакцию R32.

R32= 4175 (H)

3.2 Силовой анализ ведущего звена

Рассмотрим ведущее звено и определим Тур.

Составим уравнение равновесия моментов ведущего звена относительно точки А.

, 

где Тур это уравновешивающий момент.

Выразим Тур: (H*м)

Составим уравнение равновесия сил:

R21+G1+R01=0 => R01= 4587 (H)

3.3 Определение уравновешивающего момента по теореме Жуковского

Построим повернутый на 90 градусов план скоростей для первого положения механизма.

Перенесем на него параллельно все силы действующие на соответствующие точки механизма, включая также силы инерции. Действие уравновешивающего момента Тур и момента инерции ТИ2, заменим соответствующими парами сил.

Составим уравнение равновесия моментов сил относительно точки РV:

Н

Выразим F ур:

(Н)

Определим Тур.

(Н*м)

Подсчитаем ошибку в вычислении Тур:



4. Динамический анализ механизма

4.1 Построение диаграммы приведенных моментов сил сопротивления

На построенные планы скоростей перенесем параллельно силы FH , G3 и G2 и приложим их в соответствующие точки планов скоростей. Составим общее уравнение равновесия моментов для этих планов скоростей:

=0

Вычислим FУІ, ТС, для каждого положения механизма и занесем результаты в таблицу.

ТС- момент сил сопротивления. ?ТС?=Fур*lAB

Для данного механизма во всех положениях G3=0, а Fn после 5 положения не учитываем.

Для нулевого, первого, второго положений:

Для третьего, четвертого, пятого положения:

Для шестого, седьмого, восьмого положения:

Для восьмого, девятого, десятого положения:

Таблица 4.1 - Вычисленные значения

	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
G2	800	800	800	800	800	800	800	800	800	800	800	800
Fn	4000	4000	4000	4000	4000	4000	4000	4000	4000	4000	4000	4000
PvC	0	20	39	52,5	49	29	1,5	31	48,5	49,8	37	19
hG2	35	28,5	16	3	20	32	36	30	16	2	19	32
Fy	-560	1144	2864	4248	4240	2832	-576	-480	-256	32	304	512
Tc	-95,2	194,48	486,88	722,16	720,8	481,44	-97,92	-81,6	-43,52	5,44	51,68	87,04
	-9,23	18,85	47,19	70,00	69,87	46,67	-9,49	-7,91	-4,22	0,53	5,01	8,44

Вычислим масштаб для момента сил сопротивления: ()

()

На оси ординат будем откладывать значения Тс, а на оси абсцисс значения ц. Через полученные точки проведем плавную кривую - это будет диаграмма приведенных моментов сил сопротивления.

4.2 Построение диаграммы работ

Примем отрезок Н=70 (мм). Используя диаграмму приведенных моментов сил сопротивления построим диаграмму работ сил сопротивления. Проведем через начальную и конечную точки диаграммы работы сил сопротивления прямую, эта прямая будет представлять диаграмму работы движущих сил.

4.3 Построение диаграммы избыточной работы

Аиз = Ад - Ас=ДЕ

Используя предыдущую диаграмму, снимем с нее ДЕ для каждого угла поворота кривошипа (ц). Используя полученные значения ДЕ построим диаграмму избыточной работы, причем ДЕ будем откладывать по оси ординат. Через полученные точки проведем плавную кривую. Вычислим масштаб для избыточной работы МА.

мА=мЕ= мц* мТ*Н=0,0348*10,3166*70=25 (рад*Н*м/мм)

4.4 Построение диаграммы приведенных моментов инерции

Для построения диаграммы приведенных моментов необходимо вычислить их для 12 положений механизма по следующей формуле:

Таблица 4.2 - Вычисленные значения приведенных моментов инерции

	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
Ja	2,312	2,312	2,312	2,312	2,312	2,312	2,312	2,312	2,312	2,312	2,312	2,312
1	1,133	1,335	1,957	2,405	2,131	2,131	1,133	1,480	2,131	2,294	1,873	1,335
2	0,231	0,171	0,053	0,001	0,075	0,187	0,222	0,159	0,053	0,001	0,067	0,179
3	0,000	0,370	1,407	2,549	2,220	0,778	0,002	0,889	2,175	2,294	1,266	0,334
Jпр	3,676	4,188	5,729	7,268	6,738	5,408	3,669	4,840	6,671	6,900	5,518	4,160
масштаб	0,104
Jпр, мм	35	40	55	70	65	52	35	47	64	66	53	40

Вычислим масштаб для приведенного момента инерции. ().

По оси ординат будем откладывать значения Jпр, а по оси абсцисс ц. Через полученные точки проведем плавную кривую.

4.5 Построение неполной диаграммы энергомасс

Используя диаграмму избыточной работы и диаграмму приведенных моментов инерции, будем откладывать на оси абсцисс ординату приведенного момента инерции, а на оси ординат ординату избыточной работы. Проведя такие операции для каждого положения механизма, мы получим точки. Проведя последовательно через эти точки кривую, мы получим неполную диаграмму энергомасс. 

5. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Определение цmax и цmin

Определим tg цmax и tg цmin .

Примем д=0.01.

С помощью неполной диаграммы энергомасс определим отрезок [kl], как отрезок между точками пересечения верхней и нижней касательной к графику неполной диаграмм энергомасс с осью ординат. [kl]=32 (мм)

Определим момент инерции маховика.

().

С помощью второй и первой диаграммы определим момент движущих сил (ТД).

ТД= 21*мТ=21*10,3166=216,65 (Н*м)

Рассчитаем мощность и выберем электродвигатель.

Р=ТД*щk=216,65*3,14=680 (Вт)=0,68 (кВт).

Определим мощность требуемого двигателя:

,

где ззп=0,75 (КПД закрытой [червячной] передачи)

зоп=0,95 (КПД открытой [клиноременной] передачи)

зм=0,99 (КПД компенсирующей зубчатой муфты)

зпк=0,99 (КПД подшипников качения), n=2 (пары подшипников)

з=ззп*зоп*зм*зnпк=0,75*0,95*0,99*0992=0,691

(кВт)

Исходя из рассчитанной мощности мы должны выбрать асинхронный электродвигатель из серии 4А, типо-размер «80А4», мощность которого Рэл= 1,1 (кВт), с синхронной частотой вращения n1=1500 оборотов в минуту и коэффициентом скольжения S(%)=5,4

Маховый момент GD2=0,017 (кг*м2).

Подсчитаем общее придаточное отношение электропривода:

Пересчитаем момент инерции маховика на быстроходный вал (вал электродвигателя).

(кг/м2).

Вычислим окончательный момент инерции маховика.

JМ=JМ1-JЭл, где (кг/м2).

JМ=3,246-0,00043=3,245 (кг/м2).

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Находим общее передаточное число:

Производим разбивку общего передаточного числа: U=U12*U23 , где

U12=2,5 , передаточное число открытой (клиноременной) передачи

U23=20, передаточное число закрытой (червячной) передачи

Определение силовых и кинематических параметров привода

Угловые скорости:

c-1 (угловая скорость на валу электродвигателя)

c-1 (угловая скорость на валу червяка)

c-1 (угловая скорость на валу червячного колеса)

Вращающие моменты:

Н*м

T1=Tдв*U12*зоп*зпк=7,006*2,5*0,95*0,99=16,473 Н*м (на валу червяка)

T2=T1*U23*ззп*зпк =16,473*20*0,75*0,99=244,624 Н*м (на валу червячного колеса)

6. Выбор материалов червячной передачи. Определение допускаемых напряжений

Червяк:

Материал: Сталь 40Х

Термичекая обработка: улучшение до твердости Н?350HB. Заготовка шестерни Dпред: 200 мм

Закотовка колеса Sпред : 125 мм

Твердость заготовки (зубьев): 235….262 HB

ув=790 Н/мм2

ут=640 Н/мм2

у1=375 Н/мм2

Червячное колесо:

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения и производится по таблице. Скорость скольжения определяется по следующей эмпирической формуле:

(м/с)

Материал: СЧ18

Способ отливки: в землю

ув=355 Н/мм2

Определим допускаемые напряжения для червячного колеса.

Контактные напряжения: (Н/мм2)

Изгибные напряжения: ( Н/мм2)

где KFL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб:



7. Расчет закрытой червячной передачи

Проектный расчет

1. Определение межосевого расстояния:

(мм)

Полученное значение межосевого расстояния aw округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: aw=160 мм

2. Выбираем число витков червяка z1:

z1=2

3. Определяем число зубьев червячного колеса:

z2=z1*Uзп=2*20=40

Возьмем z2=39

4. Определим модуль зацепления m, мм:

мм

Значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного: m=7 мм

5. Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка:

Полученное значение округляем до стандартного: q=8

6. Определим коэффициент смещения инструмента х:

7. Определим фактическое передаточное число Uф и проверим его оклонение ДU от заданного U:

8. Определим фактическое значение межосевого расстояния aw, мм:

мм

9. Определим основные геометрические размеры передачи, мм:

а) Основные размеры червяка

делительный диаметр: 56,00 мм

начальный диаметр: 4 мм

диаметр вершин витков: мм

диаметр впадин витков: мм

делительный угол подъема линии витков:

длина нарезаемой части червяка: мм

после округления получаем: b1=110 мм

б) Основный размеры венца червячного колеса

делительный диаметр: мм

диаметр вершин зубьев: мм

наибольший диаметр колеса: мм

диаметр впадин зубьев: мм

ширина венца: мм

после окрегления получаем: b2=56 мм

радиусы закруглений зубьев:

условный угол обхвата червяка венцом колеса:

Проверочный расчет

10. Определим коэффициент полезного действия червячной передачи:

,

где г - делительный угол подъема линии витков червяка;

ц - угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения (м/с), ц=2°36'

з=0,849

11.Проверим контактные напряжения зубьев колеса ун, Н/мм2:



где а) (Н)

б) К - коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса (м/с), следовательно К=1

в) [у]н - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм2. Уточняется по фактической скорости скольжения Vs

(Н/мм2)

?=117,285 (Н/мм2)

Недогрузка передачи 0,75%, условие прочности выполняется (допускается не более 15%)

12. Проверим напряжения изгиба зубьев колеса уВ, Н/мм2:

где а)YF2 - коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

Здесь г - делительный угол подъема витков червяка.

По таблице найдем YF2=1.512

б) [у]F - допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса, Н/мм2

H/мм2

?=42,60 (Н/мм2)

Таблица 5.1 - Параметры червячной передачи, мм Проектный расчет

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw,мм	160	Ширина зубчатого венца колеса b2, мм	56
Модуль зацепления m, мм	7	Длина нарезаемой части червяка b1, мм	110
Коэффициент диаметра червяка q	8	Диаметры червяка, мм: делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1	56,00 47,04 70,00 39,20
Делительный угол подъема витков червяка г	14,03624°	Диаметры колеса, мм: делительный d2=dw2 вершин зубьев da2 впадин зубьев df2 наибольший dam2	273,00 278,04 247,24 288,54
Угол обхвата червяка венцом колеса 2д	114,72508°
Число витков червяка z1	2
Число зубьев колеса z2	39

Таблица 5.2 - Проверочный расчет

Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения
Коэффициент полезного действия з	--	0,849
Контакные напряжения ун, Н/мм2	117,285	116,409
Напряжения изгиба уF, Н/мм2	42,600	4,839



8. Расчет клиноременной передачи

Выбор сечения ремня:

Рном= 1,1 кВт, n1=1500 об/мин

Клиновый ремень нормального сечения О (так как передача мощностью до 2 кВт)

2. Определение минимально допустимого диаметра ведущего шкива:

Н*м

d1min= 63 мм

3. Определение расчетного диаметра ведущего шкива d1:

В целях повышения срока службы ремня выберем ведущий шкив на 1 порядок выше d1min

из стандартного ряда. d1= 71 мм

4. Определим диаметр ведомого шкива d2:

, где

U - передаточное число ременной передачи, U=2,5

- коэффициент скольжения, =0,01..0,02

мм

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного:

мм

Определим фактическое передаточное число Uф и проверим его отклонение ?U от заданного U:

3%

6. Определим ориентировочное межосевое расстояние a, мм:

- высота сечения клинового ремня, =6 мм

мм

7. Определим расчетную длину ремня l, мм:

мм

Полученное значение принимаем по стандарту из ряда чисел : =710 мм

8. Уточним значение межосевого расстояния a по расчетной длине l:

После округления: =148 мм

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива б1, град:

Определим скорость ремня v, м/с:



Определим частоту пробегов ремня U, с-1:

Соотношение условно выражает долговечность ремня и гарантирует срок службы 1000...5000 часов.

Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем с десятью клиньями:

- допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем с десятью клиньями, кВт.

С - поправочные коэффициенты:

- коэффициент динамической нагрузки и длительности работы;

Сб - коэффициент угла обхвата б1 на меньшем шкиве

- коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня lp к базовой lo

- коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи

=0,58 кВт

=0,9, Сб=0,89, = 0,87 (0,54), =0,95

=0,58*0,9*0,89*0,87*0,95=0,3839 кВт

Определение количества клиновых ремней z:

==3.

Определим силу предварительного натяжения одного клинового ремня:

=60,77 Н

Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней :

Н

Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня, Н:

Н

27,85 Н



Определим силу давления ремней на вал комплекта клиновых ремней:

H

Проверочный расчет. Проверим прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви Н/мм2.

,

где а) у1 - напряжение растяжения, Н/мм2

Н/мм2

б) уи - напряжения изгиба, Н/мм2

Здесь Еи = 80...100 /мм2 - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней.

Н/мм2

в) уv - напряжения от центробежных сил, Н/мм2

Здесь с - плотность материала ремня, кг/м3; с = 1250...1400 кг/м3

Н/мм2

г) допускаемое напряжение растяжения, Н/мм2

Н/мм2

Н/мм2

Таблица 5.3

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Клиновый ремень	Частота пробегов ремня U, 1/с	7,84
Сечение ремня	Нормальное сечение O	Диаметр ведущего шкива d1,мм	71
Количество ремней z	3	Диаметр ведомого шкива d2,мм	180
Межосевое расстояние а, мм	148	Максимальное напряжение Н/мм2	8,793
Длина ремня l,мм	710	Предварительное натяжение ремня	60,77
Угол обхвата малого шкива	138	Сила давления ремня на вал , Н	340,40



9. Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов, мм

9.1 Вал-червяк

1-я ступень, под элемент открытой передачи (под шкив):

,

где Мк = Т1 = 16,473 Н*м - крутящий момент на быстроходном валу,

- допускаемое напряжение на кручение для быстроходного вала

мм, после округления d1 = 20 мм

мм l1 = 30 мм

2-я ступень, под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

,

где t = 2,0 (высота буртика)

мм d2 = 25 мм

,00 мм l2 = 50 мм

3-я ступень, под червяк



,

где r = 2,0 (координата фаски подшипника)

мм d3 = 30 мм

l3 - определяется графически на эскизной компановке l3 = мм

4-я ступень, под подшипник

d4 = 25 мм

,

где В - ширина подшипника l4 = мм

Выбор подшипника

Подшипник шариковый радиально-упорный однорядный 36305 (ГОСТ 831-75)

Основные размеры, мм:

d=25; D=62; B=17; r=2.0; r1=1.0;

б=12°

Грузоподъемность: Cr=22 кН; Cor=16.2 кН;

Подшипник роликовый конический однорядный 7305 (ГОСТ 27365-87)

Основные размеры, мм:

d=25; D=62; T=18,5; b=17; c=15; r=2,0; r1=0,8; б=14°

Грузоподъемность: Cr = 29,6 кН; Cor = 20,9 кН

Факторы нагрузки: e = 0,360; Y = 1.66; Y0 = 0.92;

9.2 Вал колеса

1-я ступень, под полумуфту



,

где Мк = Т2 - крутящий момент на тихоходном валу, Н*м

d1 = 40 мм

мм l1 = 50 мм

2-я ступень, под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

,

где t=2,5 мм (высота буртика)

мм d2 =45 мм

мм l2 = 56 мм

3-я ступень, под колесо

,

где r = 3 (координата фаски подшипника)

мм d3 = 55 мм

l3 - определяется графически на эскизной компановке

4-я ступень, под подшипник

d4 = 45 мм

,

где Т - ширина подшипника l4 = мм

5-я ступень, упорная

, где f = 2 (фаска ступицы)

d5 = 60 мм

l5 - определяется графически l5 = мм

Выбор подшипника для второй и четвертой ступеней:

Подшипник роликовый конический однорядный 7209 (ГОСТ 27365-87)

Основные размеры, мм:

d=45; D=85; T=21; b=19; c=16; r=2; б=15°

Грузоподъемность: Cr = 42,7 кН; Cor = 33,4 кН

Факторы нагрузки: e = 0.41; Y = 1.450; Y0 = 0.80;

Ступень вала и ее размеры d и l	Вал - червяк	Вал колеса
1-я, под элемент открытой передачи или полумуфту	d1	20	40
	l1	30	50
2-я, под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2	25	45
	l2	50	56
3-я, под шестерню или колесо	d3	30	55
	l3	128	95
4-я, под подшипник	d4	25	45
	l4	36	24
5-я, упорная	d5	не конструируют	60
	l5



10. Разработка сборочного чертежа редуктора

10.1 Конструирование червячного колеса

Элемент колеса	Размер	Значение
Обод	Диаметр наибольший
	Диаметр внутренний
	Толщина	;
	Ширина
Ступица	Диаметр внутренний
	Диаметр наружный
	Толщина
	Длина
Диск	Толщина
	Радиусы закруглений и уклон
	Отверстия	,



11. Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет тихоходного вала

1. Определим допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала:

3910,115 (Н)

2. Определим силы в зацеплении:

(Н)

так как передача червячная, то

(Н)

(Н)

3. Определим реакции в опорах и построим эпюры изгибающих моментов:

Вертикальная плоскость:

а) Определим опорные реакции, Н:

(Н)

(Н)

Проверка:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях

1 . . . 3, Н*м;

(Н*м)

(Н*м)

Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

(Н)

(Н)

Проверка:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно Y в характерных сечениях

1 . . . 4 Н*м:

(Н*м)

(Н*м)

4. Строим эпюру крутящих моментов, Н*м:

(Н*м)

5. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

(Н)

(Н)

6. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:

(Н)

(Н)

11.2 Расчет тихоходного вала на усталостную прочность

Просчитываем два предполагаемых сечения. Сечение I под червячным колесом, ослабленное шпоночным пазом и сечение II рядом с подшипником, ослабленное галтелью.

Первое сечение (I) :

1. Определим напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм2.

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений уа равна расчетным напряжениям изгиба уи:

,

где М = М2 - суммарный изгибающий момент, Н*м

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3

(мм3)

(Н/мм2)

б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклц, при котором амплитуда цикла фа равна половине расчетных напряжений кручения фк:

,

где Мк - крутящий момент, Н*м

Wс нетто - полярный момент инерции расчетных напряжений кручения фк:

(мм3)

(Н/мм2)

2. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для данного сечения вала. Т.к. вал без поверхностного упрочнения коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений определяют по формулам:

,

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

KF - коэффициент влияния шероховатости

3. Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2:

(),

где у-1 и ф-1 ? 0,58*у-1 - пределы выносливости гладких валов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2.

4. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:



5. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

?[S]=1,6

Второе сечение (II):

1.

(мм3)

(Н/мм2)

(мм3)

(Н/мм2)

2.

3.

4.

5.

11.3 Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки, применяемые в редукторе, проверяют на смятие. Проверке подлежат: шпонка под колесом и шпонка под полумуфтой. Условие прочности:

,

где а) Ft - окружная сила на колесе, Н

б) - площадь смятия, мм2. Здесь lp = l - b - рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм (l - полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке); b, h, t1 - стандартные размеры.

в) [у]см - допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2

[у]см = 110 . . . 190 Н/мм2

Призматические шпонки, применяемые в редукторе, проверяют на смятие. Проверке подлежат: шпонка под колесом и шпонка под полумуфтой. Условие прочности:

,



где а) Ft - окружная сила на колесе, Н

б) =(0,94*10-6)*54=183,6 - площадь смятия, мм2.

Здесь lp = l - b=70-16=54 - рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм (l=70мм - полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке); b=16мм, h=10мм, t1=10мм - стандартные размеры.

в) [у]см - допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2

[у]см = 110 . . . 190 Н/мм2

Н/мм2

11.4 Проверочный расчет тихоходного вала

1. Определим допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала:

3910,115 (Н)

2. Определим силы в зацеплении:

(Н)

так как передача червячная, то

(Н)

(Н)



3. Определим реакции в опорах и построим эпюры изгибающих моментов:

Вертикальная плоскость:

а) Определим опорные реакции, Н:

(Н)

(Н)

Проверка:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1 . . . 3, Н*м;

(Н*м)

(Н*м)

Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

(Н)

(Н)

Проверка:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно Y в характерных сечениях 1 . . . 4 Н*м:

(Н*м)

(Н*м)

4. Строим эпюру крутящих моментов, Н*м:

(Н*м)

5. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

(Н)

(Н)

6. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:



(Н)

(Н)



Список литературы

кинематический жуковский сопротивление редуктор

1. Маменко Ю.Н. Теория механизмов и машин и деталей машин. Методическое указание по курсовому проектированию для студентов специальности 552100 - эксплуатация транспорта.- Калининград: 2000.

2. А.Е.Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин.- Калининград: Изд. «Янтарный сказ», 1999.- 454с.

3. М.Н.Иванов. Детали машин. - М.: Изд. «Высшая школа», 1991.-383с.

4. Л.И. Новичихина. Справочник по техническому черчению. - Минск: Изд «Высшая школа», 1976. - 240 с.

5. Ю.В. Левитан и др. Червячные редукторы: Справочное руководство. - Л.: Изд. «Машиностроение», 1985. - 168 с.

Размещено на Allbest.ru

...