рефераты скачать

МЕНЮ


Курсовая работа: Проектирование мотор-редуктора

H.

H.


Находим осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формуле:

S=0,83eR

S3 = 0,83eR3 = 0,83×0,19×741,96 = 117,01 H;

S4=0,83eR4 = 0,83×0,19×881,45 = 139 H;

здесь для подшипников 110 коэффициент осевого нагружения е = 0,19 по таб. 7.5 [3].

Осевые силы подшипников. В нашем случае S3 ≤ S4; тогда

Н; Н.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим левый (А) подшипник.

Отношение ; эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой.

Эквивалентная нагрузка:

;

для заданных условий V = Kб = KТ = 1 (таб. 7.3, 7.4 [3]); для шарикового радиального подшипников коэффициент X = 0,56 и коэффициент Y = 2,30 (табл. 7.5 [3]).

1536,1Н = 1,54кН.


Расчетная долговечность:

 млн. об.

Расчетная долговечность:

ч.

Ресурс подшипника в часах  должен быть не меньше ресурса всего механизма 11 летч;

чч.

Найденная долговечность приемлема.


7. Конструирование зубчатого колеса

7.1 Конструкция зубчатого колеса

Конструкция зубчатых колес представлена на рис. 7.1. Зубчатые колеса состоят из обода, диска и ступицы. Диаметр окружности выступов  и ширина зубчатого венца  – определяются при проектировочном расчете. Для уменьшения массы в технически оправданных случаях можно в диске выполнить 4…6 отверстий.

7.2 Расчет размеров зубчатого колеса

Толщину обода S для всех типов колес можно принять:

мм.

На торцах зубчатого венца (зубьях и углах обода) выполняют фаски:

мм,

которые округляют до стандартного значения по тому же ряду, что и  табл. 2.5 [3].


Окончательно принимаем мм.

На косозубых колесах при твердости менее 350 HB фаску выполняют под углом 45°.

Диаметр ступицы наружный :

 – для стальной ступицы при шпоночном соединении и посадке с натягом: мм,

окончательно принимаем мм.

Длина ступицы определена при проектировании вала мм.

Острые кромки на торцах ступицы притупляют фасками ,мм. по табл. 2.5 [3] для мм.

Толщина диска:

мм.

Радиусы закруглений .

7.3 Выбор посадок, предельных отклонений, допусков форм и расположения поверхностей, шероховатостей

Допуск на размер диаметра окружности выступов  можно принять 8 степени точности – h9. Допуск на длину ступицы  принимают h11- h12. Допуски на остальные размеры обычно принимают по 14 квалитету.

Поверхности элементов червячных передач должны иметь шероховатость, указанные в таблице 7.1.

Таблица 7.1 Шероховатость поверхностей элементов червячной передачи

Элементы червячной передачи Шероховатость, Ra, мкм
Рабочие поверхности зубьев зубчатых колес 0,8 – 0,1
Поверхности выступов зубьев 6,3
Фаски и выточки на зубчатом колесе 6,3

Торцы ступицы, базирующейся по торцу заплечиков валов, при отношении

3,2
Рабочие поверхности шпоночных пазов 1,6
Нерабочие поверхности шпоночных пазов 3,2
Посадочные поверхности отверстий при посадке H7: при диаметре > 50 мм 1,6

8. Расчет шпоночного соединения зубчатого колеса с валом

Для тихоходного вала (диаметр вала под колесом - мм) передающего вращающий момент  Н∙м.

По табл. 7 [2] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (по ГОСТ 23360-78 исполнение 1, рис. 8.1):

b = 16 мм. – ширина шпонки,

h = 10 мм. – высота шпонки,

t = 6 мм. – глубина паза на валу,

t1 = 4,3 мм. – глубина паза на муфте,

Радиус закругления пазов 0,16<r<0,25(мм) (интерполяция),

Учитывая длину ступицы зубчатого колеса = 70мм, принимаем длину шпонки мм.

Расчетная длина шпонки:

мм.

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести МПа, допускаемое напряжение МПа для стали.

Проверим соединение на смятие:

=16,78 МПа.

 – прочность шпоночного соединения обеспечена.

Напряжение среза:


8,39 МПа.

где  - площадь среза шпонки:

мм2.

 – прочность шпоночного соединения обеспечена.


9. Уточненный расчет валов

9.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

При проверочном расчете валы рассматривают как прямые брусья, лежащие на шарнирных опорах и работающие на изгиб и кручение. На данном этапе учитываем не только крутящий, но и изгибающие моменты. Выполняется на этапе эскизной компоновки, когда предварительно выбраны подшипники, известна длина всех участков вала, известно положение всех деталей на валу, рассчитаны силы, действующие на вал.

Чертятся расчётные схемы вала в двух плоскостях (рис. 9.1, 9.2). По известным силам, действующих на насаженные на вал детали и расстояниям до опор строятся эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и фронтальной плоскостях. Затем вычисляется суммарный изгибающий момент для каждого участка вала. Далее строятся эпюры нормальных и касательных напряжений:

9.1.1 Ведущий вал (рис. 9.1):

Плоскость YZ

Плоскость XZ


Суммарный изгибающий момент:

 


Крутящий момент:

Опасным сечением является сечение

2 .

Максимальные напряжения изгиба:

МПа

Максимальные напряжения кручения:

МПа

Условие прочности:

;

Допускаемые напряжения можно принять:

мПа


где: – предел текучести материала вала по табл. 6.1 [3];

*=2-3, рекомендуемый коэффициент запаса прочности по пределу текучести.

Максимальное эквивалентное напряжение:

– условие выполняется.


9.1.2 Ведомый вал (рис. 9.2):

Плоскость YZ

Плоскость XZ

Суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент:


Опасным сечением является сечение

2 .

Максимальные напряжения изгиба:

МПа

Максимальные напряжения кручения:

МПа

Условие прочности:

;

Допускаемые напряжения можно принять:

мПа

где: – предел текучести материала вала по табл. 6.1 [3];

*=2-3, рекомендуемый коэффициент запаса прочности по пределу текучести.

Максимальное эквивалентное напряжение:


– условие выполняется.

9.2 Проверка усталостной прочности валов

9.2.1 Ведущий вал

Опасным сечением является сечение

2 - .

Коэффициент запаса прочности S:

;

- где =1,5–2,5 минимально допустимое значение;

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

;

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

МПа; МПа;


где; – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения табл. 6.1[3];

Коэффициенты снижения предела выносливости:

;

;

где; – эффективные коэффициенты концентрации напряжений – табл. 6.6 [3];

 – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения табл. 6.2 [3];

; – коэффициенты влияния качества поверхности табл. 6.3 [3];

 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения табл. 6.4 [3];

Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

где – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений табл. 6.1 [3].


- условие прочности выполняется.

9.2.2 Ведущий вал

Опасным сечением является сечение 2 - .

Коэффициент запаса прочности S:

;

- где =1,5–2,5 минимально допустимое значение;

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

;

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

МПа;

МПа;

где; – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения табл. 6.1[3];

Коэффициенты снижения предела выносливости:


;

;

где; – эффективные коэффициенты концентрации напряжений – табл. 6.6 [3];

 – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения табл. 6.2 [3];

; – коэффициенты влияния качества поверхности табл. 6.3 [3];

 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения табл. 6.4 [3];

Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

где – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений табл. 6.1 [3].

- условие прочности выполняется.


9.3 Выбор посадок и расчет полей допусков

9.3.1 Посадка зубчатого колеса на вал  Ø55 мм по ГОСТ 25347-82

Определяем предельные отклонения, предельные размеры, допуски, предельные зазоры или натяги, допуск посадки (рис. 9.3).

9.3.2 Посадка в системе отверстия, вид посадки с натягом

Номинальный размер мм.

9.3.3 Детали соединения

·  отверстие. Ø55, квалитет 7

·  вал Ø55, квалитет 6

9.3.4 Предельные отклонения ГОСТ25347-82

·  отверстие ;

·  ;

·  вал ;

·  .

9.3.5 Обозначения на чертежах

9.3.6 Предельные размеры (мм)

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6


Copyright © 2012 г.
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна.