- •Введение
- •1.1. Определение мощности и выбор электродвигателя
- •1.2. Определение передаточного отношения передач
- •1.3. Мощность, частота вращения и крутящий момент
- •1.4. Проектировочный расчёт валов,
- •1.4.1. Проектировочный расчёт валов
- •1.4.2. Определение диаметральных размеров ступенчатых валов
- •1.4.3. Предварительный выбор подшипников качения
- •1.5. Определение межосевых расстояний
- •1.6. Определение геометрических параметров
- •Максимальные рекомендуемые значения коэффициента bdmax
- •Значения коэффициента m
- •2. Компоновка редуктора
- •3. Проверочный расчёт валови подшипников
- •3.1. Определение реакций опор
- •3.2. Проверочный расчёт валов
- •Значение эффективных коэффициентов концентрацииК
- •Значения KdиKd
- •ЗначенияК/Kdи к/Kd соединений с натягом
- •Значения kfиKf
- •3.3. Определение ресурса подшипников
- •4. Расчёт зубчатых передач
- •4.1. Определение расчётного контактного напряжения
- •Значение коэффициентаКhпрямозубых (п) и косозубых (к) колёс
- •4.2. Выбор материала зубчатых колёс и вида упрочнения
- •4.3. Проверочный расчёт зубчатой передачи
- •Значение коэффициента кf
- •Техническое задание
- •Эксплуатационные параметры
- •С одержание
- •Введение
2. Компоновка редуктора
При выполнении геометрических расчётов передач были использованы некоторые ограничения, обусловленные взаимодействием деталей редуктора как целостной системы. Например, условия сборки передач, соотношения геометрических характеристик шестерни и зубчатого колеса, требования технологии сборки деталей, устанавливаемых на валах, влияние схемы размещения передач относительно опор валов и т.п. Значения размеров деталей, полученные предварительно в результате расчётов, должны быть взаимно согласованы так, чтобы обеспечивались функционирование объекта и возможность его изготовления. Процесс «создания целого из частей» называют компоновкой.
Геометрическое согласование размеров деталей является основной задачей разработки компоновки. В результате разработки компоновки редуктора уточняются диаметры валов, определяются расстояния между опорами и зубчатыми колёсами, необходимые для проверочных расчётов подшипников и валов редуктора, проверяется возможность сборки деталей, устанавливаемых на валах. Основным способ геометрического согласования является построение и анализ размерных цепей.
В результате компоновки определены расстояния между подшипниками, зубчатыми колесами и муфтой.
3. Проверочный расчёт валови подшипников
3.1. Определение реакций опор
Схема нагрузок выходного вала представлена на рис. 7.
Значения сил:
– тангенциальная (окружная) сила Ft = T / (0,5d);
– осевая сила Fx = Fttg;
– радиальная силы Fr = Fttg/ cos.
– для выходных валов силы Fм = 125Т ½,размерность силы – Н, размерность момента, передаваемого муфтой – Нм; направление силы Fм и Fx принимается по указанию преподавателя.
Ft=654,7/0,5*216*10^3=6060+Н=6060Н=6,06кН
Fx = 6,06*0,2799=1,696кН
Fr =6,06*0,364/0,963=2,2912кН
Fм=125*654,7½=3174,6Н=3,175кН
Выходной вал установлен на радиально упорных шарико-подшипниках. Смещение точки приложения внешних сил и реакций опор (рис. 8) равно:
a = Bп/2 + 1/4 (dп +Dп) tgп , где п=26
Принято a=29 мм.
Согласно схеме рис. 7 построены расчетные схемы вала в плоскости XOY и XOZ (рис. 9):
XOY
XOZ
Рис 9 Cхема нагружения в
плоскости XOY и XOZ
Для каждой схемы определены составляющие реакции опор исходя из уравнений равновесия: ∑ mA=0, ∑ mВ=0.
Проверка выполнена по условия ∑ Fy = 0 и ∑ Fz = 0.
Пример расчета:
∑ mA=-yA*110+Ft*77-Fm*100=0,
yA=1355Н.
ZA =-2352Н,
ZB =61Н,
YB =7882H.
Определим радиальные реакции опоры А и опоры В по формулам:
FrВ= (YВ2 + ZВ 2) 1/2 ,
FrA= (YA2 + ZA 2) 1/2.
FrA=(1,84+5,53)0,5=2,717кН=2717Н
FrВ=(62,125+0,0037)0,5=7,882кH=7882Н
3.2. Проверочный расчёт валов
Отказ вала возможен из-за усталостного повреждения или пластической деформации при кратковременных перегрузках.
1. Расчёт коэффициентов запаса валов при одновременном действии нормальных (от изгиба) и касательных (от кручения) переменных напряжениях выполняют по формуле для каждого из концентраторов в сечении с наибольшими значениями напряжений:
s = (ss) / (s2 + s2) ½ [s], (11)
где коэффициент запаса по касательным напряжениям
s = -1/ (a КД +m),
коэффициент запаса по нормальным напряжениям
s = -1 / (aКД + m);
[s] – нормативный коэффициент запаса; принимается обычно в пределах в пределах [s] = 1,5 ... 2,5 в зависимости от типа машины, требований к безопасности работы и принятой расчётной схемы.
При определении амплитудных значений aи aи средний значений m и mпринимается цикл нормальных переменных напряжений симметричным, а цикл касательных напряжений – отнулевым:
m= 0,
a= М/ Wz,
a= m= 0,5Т/ WР, (12)
где М = (Мz2 + Мy2)1/2– суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении; Т и d –крутящий момент и диаметр вала в данном сечении.
Эпюры моментов представлены на (рис.10,11,12)
Рис 10 Cхема нагружения в
плоскости XOY
Рис 11 Cхема нагружения в
плоскости XOZ
Пример определения моментов в характерных точках для схемы на рис. 10:
- момент в. C:
MyC= YA *AC=1355*0,033=44,715Нм
момент в т. B:
MyB= FM *BC=3174*0,1=317,46Нм
Найдем суммарный изгибающий момент
Расчет коэффициентов запаса прочности выполняем для сечения вала в опоре B.
Изгибающий момент М = 318,5 Нм;
Крутящий момент Мкр = 651,3 Нм.
В этом сечении два концентратора: галтельный переход и посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на валу.
1)Оценка коэффициента запаса по посадке с натягом:
Для среднеуглеродистых нелегированных сталей коэффициенты и сталей зависят от материала. В курсовом проекте можно использовать следующие значения:
=0,1, = 0,05;
Значения предела выносливости принимают по справочным данным для конкретного материала. В данном проекте для конструкционных сталей можно использовать приближённые соотношения:
-1 (0,55 – 0,0001в) в;
-1 0,55 …0,65 -1 (13)
Коэффициентами КД и КД учитывают влияние конструктивных и технологических факторов на предел выносливости деталей по сравнению с образцами, изготовленными из материалов, сходных по химическому составу и основным прочностным характеристикам:
КД = (К/ Кd + 1/ КF– 1)/(КVКА), (14)
КД = (К/ Кd + 1/ КF– 1)/(КVКА).
К= -1 / -1К 1 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (таблица 10);
Кd = -1Д / -1 1 – масштабный коэффициент учитывает снижение предела выносливости образцов крупных размеров по сравнению с образцами диаметром 7 ... 10 мм (таблица 11). Значения этого коэффициента приводятся в справочниках иногда совместно с коэффициентомК в виде отношения К/ Кd (таблица 12).
КF– коэффициент качества поверхности детали (таблица 13).
КV – коэффициент поверхностного упрочнения (поверхностный наклёп, поверхностная закалка, цементация, азотирование и др., создающие в поверхностном слое напряжения сжатия при изготовлении детали).
КА– коэффициент анизотропии материала и размеров заготовки. В данной работе коэффициенты КVи КА принимаем равными единице.
Таблица 10