Детали машин. Методички к курсовому проекту / ПРИМЕР ПОЯСН ЗАПИСКИ
.pdfПримечание –
I– вал электродвигателя в соответствии с рисунком 1.2 (здесь не показан).
Рисунок 2.4 – Усилия в передачах Примечание – Здесь по компоновке привода (частный случай) в соответствии с
рисунком 1.4 сила FР направлена вертикально вниз. В общем случае она прикладывается к валу в виде проекций в горизонтальной FРX и ветикальной FРУ плоскостях [5, c.6 и 15].
Результаты расчета сил представлены в таблице 2.5.
Таблица 2.5 – Усилия в передачах
|
|
Ступень редуктора |
|
|
Параметр |
коническая с кру- |
цилиндрическая |
Примечание |
|
|
|
говыми зубьями |
косозубая |
|
Вращение |
z1 |
левое |
правое |
с вершины |
|
z2 |
правое |
левое |
конуса Ок |
Наклон зубьев |
z1 |
левый |
левый |
|
|
z2 |
правый |
правый |
|
Момент |
Т1, Н м |
63,1 |
241,8 |
с.22 |
Диаметры, мм |
|
dm1 = 53,53 |
d1 = 76,61 |
c.21 |
Углы, град |
|
m = 35 |
= 11,7776 |
c.21 |
|
||||
|
|
n = 20 |
t = 20,3965 |
|
|
1 |
1 = 14,0362 |
– |
|
|
|
|
31
|
|
|
|
Окончание таблицы 2.5 |
|
Силы Н : Ft1 |
= Ft2 |
|
2358 |
6312 |
|
Fr1 |
= Fa2 = 616 |
Fr1 = Fr2 = 2347 |
|
||
|
|
|
|||
|
|
Fa1 |
= Fr2 =1855 |
Fa1 = Fa2 = 1316 |
|
Примечания |
|
|
|
|
|
1 Так как силы Fr1и Fa1 получились положительными, то наклон z1Б и z2Б выбран правильно.
2 Для взаимокомпенсации осевых сил Fa на валу III шестерня z1T должна иметь левый наклон зубьев.
2.7 Проверочный расчет валов на изгиб и кручение
Предварительно для опор всех валов были приняты конические ролико – подшипники повышенной грузоподъемности легкой узкой серии по ГОСТ
27365–87 (таблица 2.6) [7, c.422]
Таблица 2.6 – Параметры опор валов
|
Параметры |
|
|
|
В а л ы |
|
Примечание |
|
|
входной |
|
|
промежуточный |
выходной |
|||
|
|
|
|
|
||||
1 |
Диаметр цапфы вала dП, мм |
35 |
|
35 |
|
55 |
с.22 |
|
2 |
Подшипник |
|
7207А |
7211А |
|
|||
3 |
Габаритные размеры DT, мм |
72 18,25 |
100 22,75 |
|
||||
4 |
Параметр e |
|
0,37 |
|
0,41 |
|
||
5 |
Установка |
"врастяжку" |
|
|
"враспор" |
|
||
6 |
Расстояние a=T/2+e(dП+D)/6 |
16 |
|
21 |
округлено |
На рисунке 2.5 приведены расчетные схемы валов, усилия F в передачах и консольные нагрузки, реакции R в опорах, эпюры изгибающих моментов Mx в горизонтальной и My вертикальной плоскостях и крутящих моментов Т.
Примечание – При расчете валов условно принято плоскость X располагать по направлению окружных сил Ft в зацеплениях, плоскость Y перпендикулярно X , т.е. Y – в плоскости расположения валов (рисунок 2.4) редуктора.
Обозначено : I – опора, воспринимающая только радиальную силу Fr, II – опора,
воспринимающая Fr и осевую силу Fa. Длины участков вала li приняты с чертежа редуктора.
Консольная сила от зубчатой муфты FМ на выходном конце тихоходного вала (рисунок 2.5) [11, c.348]: FM = (0,15...0,2 ) FtM ,
где FtM = 2000 Tраб / (mz) – окружная сила муфты;
m = 2,5 мм – модуль зубьев; z = 38 – число зубьев. ( m и z – по паспорту муфты);
FtM = 2000 1392 / (2,5 38) = 29305 Н; FM = 0,18 29305 = 5275 Н.
Условно сила FM прикладывается в плоскости X так, чтобы увеличились
прогибы вала от окружной силы Ft. |
|
Результаты расчета валов представлены |
в таблице 2.7. |
32 |
|
33
34
35
2.8 Подбор подшипников качения
2.8.1 Нагрузка на опорах валов Fr и Fa приведена в таблице 2.8.
Таблица 2.8 – Силы Fr и Fa на подшипниках
Параметр |
|
|
|
|
|
|
В а л |
|
|
|
быстроходный |
|
|
промежуточный |
тихоходный |
||
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
1 Внешняя нагрузка на опорах, Н |
|
||||
FrI = RI |
|
2670 |
|
3598 |
4118 |
|||
FrII = RII |
|
4139 |
|
5614 |
5473 |
|||
FA |
|
1855 |
|
700 |
1316 |
|||
2 Подшипник : |
|
|
7207А |
7211А |
||||
– параметр e [10, c.31] |
|
|
0,37 |
0,41 |
||||
– силы, Н : |
|
|
|
|
|
|
||
SI = 0,83 FrI |
|
820 |
|
1105 |
1400 |
|||
SII = 0,83 FrII |
|
1271 |
|
1723 |
1861 |
|||
|
|
|
3 |
Расчетная осевая нагрузка Fа,, Н |
|
|||
Расчетная схема |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Условие равновесия |
|
|
|
|
|
|
FA – FaII + FaI = 0 |
|
Условия сборки |
|
|
|
|
|
|
FaI SI , FaI I SII |
|
Допустим FaI, |
|
|
|
820 |
|
1105 |
1400 |
|
тогда FaII |
|
|
|
|
|
|
FaII = FA + FaI |
|
FaII |
|
|
|
2675 SII |
|
|
1805 SII |
2716 SII |
Условия сборки ( регулирования ) выполняются ; силы FaI и FaII найдены верно.
2.8.2 Проверка долговечности подшипников выполнена в таблице 2.9.
2.9 Расчет шпоночных соединений
Принимаем шпонки призматические по ГОСТ 23360–78 [7, c.432].
|
Напряжения смятия [8, c.128]: |
|
|
см = 2000 Т / dklр [ см], |
|
|
где lр = l – b – расчетная длина |
|
|
шпонки; lст – длина ступицы |
|
|
насаживаемой детали; |
|
|
k = h – t1– расчетная высота шпонки |
|
|
[ см] = Т / [S] – допускаемое напря |
|
Рисунок 2.6 – Размеры шпонок |
жение смятия: для шпонок из стали |
|
45 Т = 650 МПа, [S] = 2 – |
|
|
|
коэф- |
|
фициент запаса прочности [8, c.131]; |
[ см] = 325МПа. |
|
Размеры шпонок и расчет |
см даны в таблице |
2.10. |
36 |
|
|
37
38
Таблица 2.10 – Расчет шпонок
|
Параметр |
|
|
|
Место соединения |
|
Приме- |
|
|
наименование |
обозн |
|
шкив |
колесо z2Б |
колесо z2Т |
муфта |
чание |
1 |
Диаметр вала, мм |
d |
|
25,9* |
40 |
56 |
55 |
|
2 |
Момент, Н м |
Т |
|
63,1 |
241,8 |
928 |
928 |
|
3 |
Длина ступицы, мм |
lст |
|
42* |
45 |
63 |
82 |
|
4 |
Шпонка ГОСТ23360 |
|
5 |
5 36* |
12 8 40 |
16 10 56 |
16 10 70 |
|
|
– размеры, мм |
t1 |
|
|||||
|
|
3,0 |
5,0 |
6,0 |
6,0 |
|
||
|
|
|
[7, c.433] |
|||||
|
|
k |
|
2,0 |
3,0 |
4,0 |
4,0 |
|
|
|
|
|
|||||
|
|
lР |
|
31 |
28 |
40 |
54 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
5 |
Напряжения, МПа |
см |
|
78,6 |
144 |
207 |
156 |
|
|
|
Условие прочности выполняется см [см] |
|
|
||||
|
Примечание – * размеры для конического конца вала по ГОСТ 12081–72 [7, c.431] |
3ТЕХНИЧЕСКИЙ ПРОЕКТ
3.1Проверка опасного сечения тихоходного вала на долговечность*
Оценку сопротивления усталости вала выполняют по величине общего коэффициента запаса прочности S [7, c.169], [8, c.325]:
|
|
S = S S |
/ (S |
2 |
+ S 2 |
)1/2 [S ] = 1,5...2,5, |
(3.1) |
|
|
|
|
|
|
|
|
где S = |
–1 / |
(K D И) |
– коэффициент запаса прочности по нормальным |
напряжениям изгиба при симметричном цикле (R = –1, m = 0, a = max = и;и = 103M / W);
S = 2 –1/ (K D + ) K – коэффициент запаса прочности по касательтным
напряжениям кручения при отнулевом цикле (R = 0, m = a = max / 2 = K / 2;K = 103T / WP );
K D = (K / Kd +1/KF – 1) /KV и K D = (K / Kd + 1/KF – 1) / KV --
коэффициенты снижения пределов выносливости реальной детали по сравнению с пределами ( –1, –1) образцов;
– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.
В сответствии с рисунком 2.5 и таблицей 2.7 на валу два опасных сечения (по близким величинам моментов M = 538 и 629,4 Н м).
Концентраторы напряжений:
сечение 1 – посадка с натягом подшипника, 55 L0 / k6.
сечение 2 – посадка с натягом колеса z2T 56 H7/ r6 и шпоночный паз 16 10 6, где t1 = 6 мм – глубина паза на валу.
Влияние на усталость посадки с натягом подшипника (при том же d) на 10% ниже [7, c.171], чем посадки с натягом зубчатого колеса, поэтому в дальнейшем сечение 1 не рассматриваем.
Примечание * – Проверка выполняется для того вала, для которого в проекте по заданию руководителя разработан рабочий чертеж.
39
П а р а м е т р |
Концентратор в сечении 2 |
|
||
посадка z2Т |
шпоночный |
Примечание |
||
[7, c.170, 171] |
||||
c натягом |
паз |
|
||
|
|
|||
1 Эффективный коэффициент концентрации напряжений |
K = 2,2 |
|
||
|
|
|
||
|
|
K = 2,05 |
В = 900 МПа |
|
2 Коэффициент влияния абсолютных размеров сечения |
Kd = 0,83 |
d = 56 мм |
||
|
|
|||
|
|
Kd = 0,72 |
|
|
3 Отношение |
K / Kd = 4,6 |
2,65 |
|
|
|
|
|||
|
K / Kd = 2,75 |
2,85 |
|
|
|
|
|
Так как K / Kd = 4,6 от посадки больше, чем от шпоночного паза (2,65) при незначительной разнице K / Kd , то [7, c.170] дальше расчет ведем
с учетом натяга от посадки колеса z2T.
Коэффициенты влияния качества поверхности [7, c.170] при чистовом
шлифовании (Rа = 0,8...1,6) KF = 0,89; KF = 0,94.
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения [7, c.170]: КV = 1– без упрочнения. Тогда
K D = (4,6 + 1 / 0,89 – 1) / 1 = 4,72; K D = (2,75 + 1 / 0,94 – 1) / 1 = 2,81.
Пределы выносливости образцов материала: сталь 45 [7, c.165] при D
80 мм и Н 270 НВ –1 = 410 МПа, –1 = 230 МПа; коэффициент = 0,1. Момент сопротивления "нетто" (за вычетом шпоночного паза)
поперечного сечения [7, c.166]:
а) на изгиб Wнетто = W – Wшп ,
где W = d3 / 32 = 563/ 32 = 17,24 103 мм3.– момент сопротивления сплошного вала ("брутто").
Wшп = bh(2d – h)2/ (16d) = 16 10 (2 56 – 10)2/ (16 56) = 1,86 103 мм3– момент сопротивления шпоночного паза;
Wнетто = (17,24 – 1,86)103 = 15,38 103 мм3
б) на кручение
WРнетто = 2W – Wшп = (2 17,24 – 1,86)103 = 32,62 103 мм3.
Напряжения:
а) |
изгиба |
= 103М / W |
= 103629,4 / (15,38 103) = 40,9 МПа; |
|
И |
нетто |
|
б) |
кручения |
= 103Т / W |
= 103928 / (32,62 103) = 28,4 МПа. |
|
К |
Рнетто |
|
Коэффициенты: |
S = 410 / (4,72 40,9) = 2,19; |
S = 2 230 / [(2,81 + 0,1)28,4] = 5,57; |
|
S = 2,19 5,57 / (2,192 + |
5,572)1/2 = 1,98 [S ] = 1,5...2,5 [7, c.169]. |
Сопротивление усталости в течение заданного срока службы в опасном сечении тихоходного вала обеспечивается.
3.2 Расчет болтов крепления редуктора к раме.
40