Курсовая работа: Привод аэросаней
Проектировочный расчет
3.2.1 Определение числа
зубьев шестерни и колеса
i2==2,95
Принимаем z1=18, тогда z2=z1×i1=18×2,95=53,1; принимаем z2=53;
3.2.2 Определение числа
циклов перемены напряжений шестерни и колеса
NH1=60·n2·c1·t=;
NH2=60·n3·c2·t=
с1 и c2 –количества контактов зубьев шестерни колеса за один
оборот
t-срок службы передачи
3.2.3 Определение
допускаемых напряжений
а) контактные:
[σH]=·ZR· ZE·KL·KХН·KHL≈0.9·· KHL;
σHO1=18·45+150=960 МПа;
[σH]1=0,9=785,45 Mпа;
σHO2=18·40+150=870 MПа;
[σH]2==711 МПа;
В качестве расчетного
принимаем [σH]расч=711 МПа;
б) изгибные :
σF=·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈·kFL;
Так как NF1>NFO1 и NF2>NFO2 ,то kFL1= kFL2=1; ; σFO1= σFO2=550 Mпа; SF1=SF2= 1,75;
[σF]1=[σF]2==314.286 МПа;
в) предельные:
[σH]max1=[σH]max2=2.8σT; [σH]max1=[σH]max2==4480 МПа;
[σF]max1=[σF]max2=0.8σT; [σF]max1=[σF]max2==1280 МПа;
3.2.4 Определение
коэффициентов расчетной нагрузки
kH= kHβ· kHυ ---- коэффициенты расчетной нагрузки
kF= kFβ· kFυ соответственно при расчетах на контактную и изгибную
выносливость;
kHβ и kFβ ---- коэффициенты динамической нагрузки ;
kHβ =1,07; kFβ =1,14;
kHυ≈ kFυ=kV=1,2 --- коэффициенты динамической
нагрузки для
8-ой степени точности, принятой нами в предположении, что окружная скорость в зацеплении Vокр=3-8;
kH==1,284 ;
kF==1,386;
3.2.5 Начальный (делительный)
диаметр шестерни
=; где =675 ; =1,15; =72,82 Н×м;
=675=38 мм;
3.2.6 Модуль зацепления
окружной =2,11 мм;
По ГОСТ 9563-60 округляем
модуль до m=2,5 мм,тогда
=88,4 мм;
=45 мм;
=132,5 мм;
ширина зубчатого венца bw=dw1×ybd =27 мм.
Проверочный расчет
3.2.7 Проверка передачи
на контактную выносливость:
Предварительно
устанавливаем следующие параметры:
коэффициенты :
; =1,765,
; ;
Уточнение окружной
скорости:
=6,25 м/с;
Уточнение расчетной
нагрузки:
; ,где
=7,66 Н/мм;
=3236,4 Н;
=128,25 Н/мм;
=1,059;
Определяем удельную
расчетную окружную силу:
=135,8 Н/мм;
=771,8 МПа;
Т.о. недогрузка передачи составляет 15,3%. Для более рационального ее
использования принимаем толщину зубчатого венца равной 36 мм:
=96,193Н/мм;
=1,0796;
Определяем удельную
расчетную окружную силу:
=103,85 Н/мм;
=674,89 МПа;
Т.о. недогрузка меньше
3%.
3.2.8 Проверка зубьев передачи
на изгибную выносливость
σF=·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈·kFL;
=76,45; =84,45;
Проверяем зуб шестерни:
=110,57 Н/мм;
; ; ;
=142,59 МПа, что меньше допустимого.
3.2.9 Проверка на
контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на
предотвращение пластической деформации или хрупкого излома):
=1088,9 МПа;
=313,7 МПа;
3.2.10 Определение геометрических
и других размеров шестерни и колеса
=45 мм; =132,5мм;
=50 мм; =137,5 мм;
=38,75 мм;
=126,25 мм;
=27 мм; aw=88,4 мм.
Определяем диаметр
отверстия под вал в колесе:
=38,3 мм, принимаем равным 38 мм.
4.Подбор муфт
Муфта 1: Муфта упругая
втулочно-пальцевая ГОСТ 21424-75
D=80 мм;
dm=18 мм;
l=80 мм;
Муфта 2:Муфта шарнирная
500-1-60-1-УЗ ГОСТ 5147-80
5. Расчет валов
5.1 Рассчитаем диаметры
валов из условия прочности при кручении
(Сталь 45 по ГОСТ 1050-74)
=18 мм, принимаем равным 18 мм.
=26,13 мм, принимаем равным 26 мм.
=37,41 мм, принимаем равным 38 мм.
5.2 Проверочный расчет
быстроходного вала
Вал представляют как
балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (рис.1):
=23,34 Н×м
Определяем суммарный
изгибающий момент в опасном сечении:
;
Определим эквивалентные
напряжения
=90,16 МПа;
=20,1 МПа;
=96,64 МПа;
=186,7 МПа (Сталь 45 по ГОСТ
1050-74);
sЕ<[s];
Проверим коэффициент
запаса прочности по усталости:
При совместном действии
изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:
; [S]=1,3
где коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
коэффициент запаса по касательным
напряжениям:
; ;
Суммарные коэффициенты и , учитывающие
влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении,
вычисляем по формулам:
=1,46;
=1,296;
=40,02 МПа; ys=yt=0
=10,05 МПа;
=4,271; =10,98;
=3,75;
5.3 Проверочный расчет среднего вала
Вал представляют как
балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (рис.2):
=72,82 Н×м
Ftpк=1111,42 Н; Frpк=361,12 Н;
Определяем суммарный
изгибающий момент в опасном сечении:
;
Определим эквивалентные
напряжения
=127,9 МПа;
=20,7 МПа;
=132,8 МПа;
=186,7 МПа (Сталь 45 по ГОСТ
1050-74);
sЕ<[s];
Проверим коэффициент
запаса прочности по усталости:
При совместном действии
изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:
; [S]=1,3
где коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
коэффициент запаса по касательным
напряжениям:
; ;
Суммарные коэффициенты и , учитывающие
влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении,
вычисляем по формулам:
=1,57;
=1,39;
=42,64 МПа; ys=yt=0
=10,35 МПа;
=3,73; =10,42;
=3,51;
Рис.1
Рис.2
5.3 Проверочный расчет
приводного вала
Вал представляют как
балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (рис.1):
=209,47 Н×м
Определяем суммарный
изгибающий момент в опасном сечении:
;
Определим эквивалентные
напряжения
=122,1 МПа;
=19,08 МПа;
=126,49 МПа;
=186,7 МПа (Сталь 45 по ГОСТ
1050-74);
sЕ<[s];
Проверим коэффициент
запаса прочности по усталости:
При совместном действии
изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:
; [S]=1,3
где коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
коэффициент запаса по касательным
напряжениям:
; ;
Суммарные коэффициенты и , учитывающие
влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении,
вычисляем по формулам:
=1,58;
=1,4;
=40,7 МПа; ys=yt=0
=9,54 МПа;
=3,88; =11,23;
=3,66;
6. Расчет подшипников по
динамической грузоподъемности
Современный расчет
подшипников качения базируется на двух критериях:
1) статической
грузоподъемности (предупреждает образование вмятин);
2) динамической
грузоподъемности (предупреждает усталостное выкрашивание);
При проектировании опор
передачи исходными для определения нагрузок, действующих на подшипник, являются
силы в зацеплении. В зацеплении действует нормальная сила Fn и сила трения Fтр. Силами трения в зацеплении
пренебрегают, так как коэффициент трения между хорошо смазанными и чисто
обработанными зубьями весьма мал. Для удобства расчетов нормальную силу Fn раскладывают на составляющие: в
общем случае – радиальную Frр;
окружную Ftр; осевую Faр.
Схема приложения
нагрузок, их распределение между опорами и их величины такие же, как были
приведены в проверочных расчетах соответствующих валов.
6.1 Расчет подшипников
быстроходного вала
Для наиболее нагруженной
опоры (А) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RA), V=1,
Кб=1, КТ=1;
, принимаем X=1, Y=0.
Эквивалентную нагрузку для
радиального подшипника определяют по формуле:
Для определения
динамической грузоподъемности определяем:
a1=0,62 – коэффициент, учитывающий
надежность узла;
a23=0,7 – коэффициент, учитывающий
качество материала подшипника;
p=3 - показатель степени, определяющий
тип подшипника;
=1020 млн. об. – ресурс в
миллионах оборотов;
=7748,33 Н;
По каталогу выбираем подшипник
радиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №205, d=25 мм, D=52
мм, B=15 мм, C=14000 H, C0=6950 H, n=12000 мин-1;
Проверка на
быстроходность:
; =38,5 мм;
мин-1<12000 мин-1
6.2 Расчет подшипников
среднего вала
Для наиболее нагруженной
опоры (В) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RВ), V=1,
Кб=1, КТ=1;
, принимаем X=1, Y=0.
Эквивалентную нагрузку для
радиального подшипника определяют по формуле:
;
=318,75 млн. об.;
=40826,74 Н;
По каталогу выбираем подшипник
радиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №305, d=25 мм, D=62
мм, B=17 мм, C=41000 H, C0=22400 H, n=7500 мин-1;
Проверка на
быстроходность:
; =43,5 мм;
мин-1<7500 мин-1
6.3 Расчет подшипников
приводного вала
Для наиболее нагруженной
опоры (А) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RA), V=1,
Кб=1, КТ=1;
, принимаем X=1, Y=0.
Эквивалентную нагрузку для
радиального подшипника определяют по формуле:
;
=108 млн. об.;
=31167,5 Н;
По каталогу выбираем подшипник
радиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №306, d=30 мм, D=72
мм, B=19 мм, C=32000 H, C0=24200 H, n=8000 мин-1;
Проверка на
быстроходность:
; =51 мм;
мин-1<8000 мин-1
7.Расчет параметров
корпуса
Обычно корпуса редукторов
изготавливают из чугунного литья, а корпуса тяжелонагруженных редукторов- из
стального литья. При индивидуальном изготовлении корпуса часто выполняют
сварными из листовой стали Ст2,Ст3. Толщина стенок сварных корпусов примерно на
20-30 % меньше чугунных.
Соотношение размеров
основных элементов корпуса из чугуна
Толщина стенки редуктора
мм;
Толщина стенки крышки
мм;
Толщина ребра:
в сопряжении со стенкой
корпуса
мм;
в сопряжении со стенкой
крышки
мм;
высота
Н=5×d=40 мм;
Диаметр фундаментальных
болтов:
мм;
Диаметр болтов соединения
крышки с корпусом редуктора:
мм;
Диаметр болтов крепления
торцовых крышек подшипников и крышки смотрового отверстия:
мм;
Толщина фундаментных лап:
мм;
Толщина фланца корпуса
мм;
Высота центров:
мм;
Зазор между зубчатым
колесом и стенкой корпуса:
D=0,6×d=4,8 мм;
между зубчатым колесом и
дном:
D1=2,5×d=16 мм;
между зубчатыми колесами:
D2=0,4×d=3,2 мм;
8.Подбор масла
Экономичность и
долговечность машин в большей степени зависят от правильности выбора смазочного материала. Обычно значение коэффициента
трения в парах трения снижаются с ростом вязкости смазочного материала, но
вместе с тем повышаются
гидромеханические потери на перемешивание смазочного материала. Вопрос
правильного выбора вязкости масла сводится к определению некоторого
оптимального ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов
машин, а также рекомендаций
теории смазывания.
1.
Способ смазывания.
В редукторе применим непрерывное
смазывание жидким маслом картерным непроточным методом (окунанием). Этот способ
применим для зубчатых передач при окружных скоростях до 12,5 м/с.
2. Выбор сорта масла.
Масло индустриальное
И-100А ГОСТ 20799-75
9. Расчет болтов
крепления редуктора к раме
Расчетная схема болтового
соединения приведена на рис.3.
9.1 Определим потребное
усилие затяжки из условия не раскрытия стыка:
;
; ; =0;
;
z=4 – принятое число болтов;
Ас – площадь, на которой
расположена группа болтов:
=180×246=44280 мм2,
Wc – момент сопротивления:
=1815480 мм3;
=23,34+209,47=232,87 Н×м
k = 1,5 – коэффициент запаса затяжки;
=2129,9 Н;
=291,08 Н;
9.2 Полное усилие,
действующее на один болт:
=2129,9+0,4×291,08=2246,33 Н
Материал болтов сталь 40Х
-
=333,33 МПа;
9.3 Определяем расчетный
внутренний диаметр резьбы болтов из условия их прочности на разрыв:
=3,58 мм;
Конструктивно принимаем
внутренний диаметр d=20 мм.
Рис.3
Список используемой
литературы
1.
Анурьев В.И.
“Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.1-М:
Машиностроение,1982-736 с.
2.
Анурьев В.И.
“Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.2-М:
Машиностроение,1980-559 с.
3.
Анурьев В.И.
“Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.3-М:
Машиностроение,1978-557 с.
4.
“Проектирование
механизмов-роботов”/В.И.Назин - Учебное пособие. Харьков: ХАИ,1999-137 с.
5.
“Расчет и проектирование
зубчатых передач”/Учебное пособие к курсовому проекту по деталям
машин/Артеменко Н.П., Волошин Ю.И. Харьков: ХАИ, 1980-113 с.
6.
“Инженерные
расчеты подшипников и валов”/Учебное пособие- В.И.Назин-Харьков: ХАИ,
1995-120с.
7.
Иванов М.Н.
“Детали машин”. Учебник для ВУЗов. М, «Высшая школа”,1976-339 с.
|