| |||||
МЕНЮ
| Основы конструирования: Проектирование привода общего назначения содержащего цепную передачуp> 4.1. Расчет I - го вала. 4.1.1. Предварительный расчет диаметра вала находим из условия прочности на кручение по формуле: d = ( T / 0.2 ( [(] ,мм где Т - крутящий момент , Н(мм, [(] - допускаемое условное напряжение при кручении, Н/мм2 при ориентировочном расчете [(] = 20 ... 25 Н/мм2. d = ( 131.6 ( 103 / 0.2 ( 20 = 32.4 мм 4.1.2. Проектный расчет вала. T T = 666.1 н P = 1830.2 н А P В -T ( 31 + Rb ( 173 = 0 Rb = 666.1 ( 31 / 173 = 119.35 Ra Rb Ra = 666.1 - 119.55 = 567.74 Rb = P ( 31 / 173 Rb = 1830.2 ( 31 / 173 = 327 Ra = 1830.2 - 327 = 1502.3 Ra Rb 4.1.3. Определим суммарные реакции в опорах по формулам: A = ( Ra2y + Ra2x ,н B = ( Rb2y + Rb2x ,н подставим значения: A = ( 567.742 + 1502.32 = 1606 ,н B = ( 119.352 + 3272 = 348.1 ,н 4.1.4. Принимаем материал вала - сталь 45. Масштабный фактор (( = 0.8, коэффициент учитывающий упрочнение поверхности ( = 0.96, значение K( = 1.7, s = 3. 4.1.5. Определим коэффициент долговечности. Номинальное число часов работы за весь срок службы: Lh = 365 ( 24 ( L ( Kr ( Kc ,ч где L - долговечность, 8 лет, Kr - коэффициент использования в течении года = 0.8, Kc - коэффициент использования в течении суток = 0.33. Lh = 365 ( 24 ( 8 ( 0.8 ( 0.33 = 18500 ,ч Число циклов нагружений определяется по формуле: N( = 60 ( Lh ( n , где n - число оборотов об/мин. N( = 60 ( 18500 ( 725 = 80475 ( 104 Эквивалентное число циклов определяется по формуле: KL = ( No / NE , где No - базовоечисло циклов переменного напряжения = 5(106 NE - определяется как: NE = N( ( (1m ( 0.2 + 0.75m (0.5 + 0.2m ( 0.3) , где m - показатель степени кривой выносливости = 8 NE = 80475(104 ( (18 ( 0.2 + 0.758 (0.5 + 0.28 ( 0.3) = 191(106 KL = ( 5(106 / 191(106 = 0.7 < 1 , принимаем KL = 1. [(-1] = (-1 ( ( (( (KL / ( [s](K( ) , н/мм2 где (-1 - предел выносливости материала при изгибе с симетричным циклом изменения напряжения = 432, ( - масштабный фактор = 0.91, ( - коэффициент учитывающий упрочнение поверхности = 0.96, KL - коэффициент долговечности = 1, [s] - коэффициент безопасности = 3, K( - эффективный коэффициент концентрации напряжения = 1.7 [(-1] = 432 ( 0.91 ( 0.96 ( 1 / ( 3 ( 1.7 ) = 75 ,н/мм2 4.1.7. Определим диаметры вала в опасных сечениях под колесами Z1 и Z2. d’ = ( МЕ / 0.1 ( [(-1] , мм где МЕ - момент на валу = 115.3(103 н. d’ = ( 115.3(103 / 0.1 ( 74 = 24.9 мм , принимаем вал диаметром 30 мм. 4.1.8. Определим момент сопротивления сечения вала. W = (((d3 / 32) - b(t1((d-t1)2 / 2d, мм3 где d - диаметр вала = 30 мм b - ширина шпоночной канавки, мм W = (((303 / 32) - 8(4((30-4)2 / 2(30 = 2290, мм3
(a = M / W = 17600 / 2290 = 8, н/мм2 4.1.10. Коэффициент безопасности по сечению изгиба. S( = (-1 ( KL / ( (K( /(((( ) ((a + (( ((m) , где K( - эффективный коэффициент концентрации напряжений = 2.15 ( - коэффициент учитывающий обработку (шлифование) = 0.95 (( - масштабный фактор = 0.84 (m - составляющая цикла изменения напряжений = 0 (( - коэффициент чувствительности материала = 0.12 S( = 432 / ( (2.15 /0.95(0.84) ( 8 + 0) = 18, 4.1.11. Коэффициент безопасности по кручению определяется по формуле: Wp = (((d3 / 16)- b(t1((d-t1)2 / 2d, мм3 где d - диаметр вала = 30 мм b - ширина шпоночной канавки, мм Wp = (((303 / 16)- 8 ( 4 ( (30-4)2 / 2(30 = 4940.9 , мм3 4.1.12. При непрерывном вращении вала напряжения кручения изменяются по пульсирующему циклу, поэтому переменные составляющие (амплитуда) и постоянные состовляющие (среднее напряжение) цикла определяем по фор- муле: (а = (m = (max / 2 = 1/2 ( T / Wp = 1/2 ( 131600 / 4940.9 = 13.3 н/мм2 4.1.13. Определим коэффициент безопасности по кручению. S( = (-1 ( KL / ( (K( /(((( ) ((a + (( ((m) , где (-1 - предел выносливости по кручению = 255 н/мм2 , K( - эффективный коэффициент концентрации напряжений = 2.05 ( - коэффициент учитывающий обработку (шлифование) = 0.95 (( - масштабный фактор = 0.84 (( - коэффициент чувствительности материала = 0.7 S( = 255 / ( (2.05 /0.95(0.84 ) (13.3 + 0.07 ( 8.12) = 7.3 , 4.1.14. Общий коэффициент безопасности сосотавит: S = S( ( S( / ( S2( + S2( = 18 ( 7.3 / ( 182 + 7.32 = 4.8 > [s] = 2.5 4.2. Расчет I I I- го вала. 4.2.1. Предварительный расчет диаметра вала находим из условия прочности на кручение по формуле: d = ( T / 0.2 ( [(] ,мм где Т - крутящий момент , Н(мм, [(] - допускаемое условное напряжение при кручении, Н/мм2 при ориентировочном расчете [(] = 20 ... 25 Н/мм2. d = ( 555 (103 / 0.2 ( 20 = 49 мм T T = 1234 н R = 16213 н P = 3390 н А P В R P ( 307 + Rb ( 342 - R ( 382 = 0 Rb = (16213(382-3390(307) / / 342 = 15066.2 Ra P Rb - Ra(342- P(35+16213(40/342 = = 2243.8 Rby = 35/342 ( T = 154 Ray = 307/342 ( T = 1344 Проверка: Ra T Rb Ra - P - Pb + R = 0 2287.8 -3390 -15066.2+16213 = 0 4.2.3. Определим суммарные реакции в опорах по формулам: A = ( Ra2y + Ra2x ,н B = ( Rb2y + Rb2x ,н подставим значения: A = ( 15066.22 + 2243.82 = 15232 ,н B = ( 13442 + 1542 = 1352.8 ,н Масштабный фактор (( = 0.8, коэффициент учитывающий упрочнение поверхности ( = 0.96, значение K( = 1.7, s = 3. 4.2.5. Определим коэффициент долговечности. Номинальное число часов работы за весь срок службы: Lh = 365 ( 24 ( L ( Kr ( Kc ,ч где L - долговечность, 8 лет, Kr - коэффициент использования в течении года = 0.8, Kc - коэффициент использования в течении суток = 0.33. Lh = 365 ( 24 ( 8 ( 0.8 ( 0.33 = 18500 ,ч Число циклов нагружений определяется по формуле: N( = 60 ( Lh ( n , где n - число оборотов об/мин. N( = 60 ( 18500 ( 725 = 80475 ( 104 Эквивалентное число циклов определяется по формуле: KL = ( No / NE , где No - базовоечисло циклов переменного напряжения = 5(106 NE - определяется как: NE = N( ( (1m ( 0.2 + 0.75m (0.5 + 0.2m ( 0.3) , где m - показатель степени кривой выносливости = 8 NE = 80475(104 ( (18 ( 0.2 + 0.758 (0.5 + 0.28 ( 0.3) = 191(106 KL = ( 5(106 / 191(106 = 0.7 < 1 , принимаем KL = 1. 4.2.6. Определяем допускаемое напряжение для материала вала по формуле: [(-1] = (-1 ( ( (( (KL / ( [s](K( ) , н/мм2 где (-1 - предел выносливости материала при изгибе с симетричным циклом изменения напряжения = 432, ( - масштабный фактор = 0.91, ( - коэффициент учитывающий упрочнение поверхности = 0.96, KL - коэффициент долговечности = 1, [s] - коэффициент безопасности = 3, K( - эффективный коэффициент концентрации напряжения = 1.7 [(-1] = 432 ( 0.91 ( 0.96 ( 1 / ( 3 ( 1.7 ) = 75 ,н/мм2 4.2.7. Определим диаметры вала в опасных сечениях под колесами Z1 и Z2. d’ = ( МЕ / 0.1 ( [(-1] , мм где МЕ - момент на валу = 115.3(103 н. d’ = ( 484.2 (103 / 0.1 ( 74 = 48 мм , принимаем вал диаметром 50 мм. 4.2.8. Определим момент сопротивления сечения вала. W = (((d3 / 32) - b(t1((d-t1)2 / 2d, мм3 где d - диаметр вала = 50 мм b - ширина шпоночной канавки, мм W = (((503 / 32) - 12(5((50-5)2 / 2(50 = 11056, мм3 4.2.9. Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжения изгиба. (a = M / W = 688846.6 / 11056 = 62.3 , н/мм2 4.2.10. Коэффициент безопасности по сечению изгиба. S( = (-1 ( KL / ( (K( /(((( ) ((a + (( ((m) , где K( - эффективный коэффициент концентрации напряжений = 2.15 ( - коэффициент учитывающий обработку (шлифование) = 0.95 (( - масштабный фактор = 0.84 (m - составляющая цикла изменения напряжений = 0 (( - коэффициент чувствительности материала = 0.12 S( = 432 / ( (2.15 /0.95(0.84) ( 62.3 + 0) = 2.5, 4.2.11. Коэффициент безопасности по кручению определяется по формуле: Wp = (((d3 / 16)- b(t1((d-t1)2 / 2d, мм3 где d - диаметр вала = 50 мм b - ширина шпоночной канавки, мм Wp = (((503 / 16)- 12 ( 5 ( (50-5)2 / 2(50 = 23328.6 , мм3 4.2.12. При непрерывном вращении вала напряжения кручения изменяются по пульсирующему циклу, поэтому переменные составляющие (амплитуда) и постоянные состовляющие (среднее напряжение) цикла определяем по фор- муле: (а = (m = (max / 2 = 1/2 ( T / Wp = 1/2 ( 555600 / 23328.6 = 23 н/мм2 4.2.13. Определим коэффициент безопасности по кручению. S( = (-1 ( KL / ( (K( /(((( ) ((a + (( ((m) , где (-1 - предел выносливости по кручению = 255 н/мм2 , K( - эффективный коэффициент концентрации напряжений = 2.05 ( - коэффициент учитывающий обработку (шлифование) = 0.95 (( - масштабный фактор = 0.84 (( - коэффициент чувствительности материала = 0.7 S( = 255 / ( (2.05 /0.95(0.84 ) (23 + 0.07 ( 8.12) = 4.27 , 4.2.14. Общий коэффициент безопасности сосотавит: S = S( ( S( / ( S2( + S2( = 2.5 ( 4.27 / ( 2.52 + 4.232 = 2.2 5. Расчет и подбор подшипников. Так как осевая нагрузка незначительна, то выбираем радиальные шарикопод- шипники ГОСТ 8338-57. Требуемый коэффициент работоспособности определяем по формуле: C = 0.2 ( ( R(Kk+m(A ) K( ( ( (h )0.3 , где R = Rb - радиальная нагрузка; A = Q1 - осевая нагрузка; m = 1.5 - для радиальных подшипников; K( = 1.4 - динамический коэффициент; Kk = 1.0 - коэффициент кольца; h - желаемый срок службы. Расчитаем подшипники на вал № I C = 0.2 ( ( 1606(1+1.5(0 ) 1.4 ( ( 76(8000 )0.3 = 24438. Выбираем подшипник 305 средней серии. Расчитаем подшипники на вал № I I I C = 0.2 ( ( 6900(1+1.5(0 ) 1.4 ( ( 76(8000 )0.3 = 51647. Выбираем подшипник 309 средней серии. Для шлицевого вала выбираем подшипник 307 средней серии.
|Вал |Подшипник |D , мм |d , мм |B , мм |r x r | См. пункт 10. 6. Расчет шпоночных и шлицевых соединений. 6.1. Расчет шпонок. По СТ СЭВ 189-75 Для вала I , ( 30, материал шестерни - сталь 40Х, материал шпонки сталь 45, длина ступицы - 32 мм, передаваемый момент Т = 130000 н, выбираем по |b |h |t1 |t2 |r | Характер нагрузки - сопкойная [(см] = 150 н/мм2 6.2.1. Определяем рабочую длину шпонки. Lp = T / (0.5 ( d ( k ( [(см] ) ,мм где k - раблчая высота = 0.4 h ,мм d - диаметр вала ,мм Lp = 130000 / (0.5 ( 30 ( 0.4 ( 7 ( 150 ) = 20 ,мм Общая длина шпонки. L = Lp + b = 20 + 8 = 28 ,мм Проверим шпонку на срез. (см = Т / 0.5(d(Lp(k = 130000 / 0.5(30(28(2.8 = 110 ( (см = 110 ) < ( [(cv] =150 ) Принимаем: шпонка 8x7x28 СТ СЭВ 189-75 Для вала I I I, ( 50, материал шестерни - сталь 40Х, материал шпонки сталь 45, длина ступицы - 60 мм, передаваемый момент Т = 555000 н, выбираем по Характер нагрузки - сопкойная [(см] = 150 н/мм2 6.2.2. Определяем рабочую длину шпонки. Lp = 555000 / (0.5 ( 50 ( 0.4 ( 8 ( 150 ) = 46 ,мм Общая длина шпонки. L = Lp + b = 46 + 12 = 58 ,мм Проверим шпонку на срез. (см = Т / 0.5(d(Lp(k = 555000 / 0.5(50(58(3.2 = 119.6 ( (см = 119.6 ) < ( [(cv] =150 ) Принимаем: шпонка 12x8x58 СТ СЭВ 189-75 Для вала под штифт , ( 42, материал шпонки сталь 45, передаваемый моме- нт Т = 130000 н, выбираем по СТ СЭВ 189-75 шпонку со следующими разме- рами : |b |h |t1 |t2 |r | Характер нагрузки - сопкойная [(см] = 150 н/мм2 6.2.3. Определяем рабочую длину шпонки. Lp = 555000 / (0.5 ( 42 ( 0.4 ( 8 ( 150 ) = 55 ,мм Общая длина шпонки. L = Lp + b = 55 + 12 = 67 ,мм Проверим шпонку на срез. (см = Т / 0.5(d(Lp(k = 555000 / 0.5( 42 ( 67 ( 3.2 = 123 ( (см = 123) < ( [(cv] =150 ) Принимаем: шпонка 12x8x67 СТ СЭВ 189-75 Для вала под муфту , (28 , материал шпонки сталь 45, передаваемый моме- нт Т = 130000 н, выбираем по СТ СЭВ 189-75 шпонку со следующими разме- рами : |b |h |t1 |t2 |r | Характер нагрузки - сопкойная [(см] = 150 н/мм2 6.2.3. Определяем рабочую длину шпонки. Lp = 130000 / (0.5 ( 30 ( 0.4 ( 7 ( 150 ) = 20 ,мм Общая длина шпонки. L = Lp + b = 20 + 8 = 28 ,мм Проверим шпонку на срез. (см = Т / 0.5(d(Lp(k = 130000 / 0.5(30(28(2.8 = 110 ( (см = 110 ) < ( [(cv] =150 )
Диаметр I I I-го вала = 40мм, размеры шлицевого вала: ZxdxD = 8x36x40 , легкая серия, суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала SF = 182 мм3/мм. табл. 5.5 [2] dm = 0.5((D+d) = 0.5((36+40) = 38 ,мм 6.3.1. Определим среднее давление по формуле: ( = T / SF ( l, где l - длина блока,мм ( = 195700 / 182 ( 144 = 7.8 6.3.2. Определим коэффициенты входящие в формулы: Соотношение размеров: l / D = 144 / 40 = 3.6 ( = e / l + (0.5 / l) ( tg( ( cos (( , для прямозубых и цилиндрических колес ( = 0 и (( = 20(. ( = 41 / 144 + (0.5 / 144) ( 0.94 = 0.3 ( = dm / (d( ( cos(() = 38 / 106(0.94 = 0.38 Находим по табл. 5.8 [2] для легкой серии Kкр = 1.8 и по рис. 5.12 [2] значе- ние коэффициента концентрации напряжения Ке = 1.5, коэффициент продоль- ной концентрации нагрузки определяется как: Кпр = Ккп + Ке -1 = 1.8 + 1.5 -1 = 2.3 Коэффициетны неравномерности распределения нагрузки между зубьями по табл. 5.7. [2]. Кз = 1.8, Кз’ = 1.4. Общиt коэффициенты концентрации нагру- зок при Кп = 1 : Ксм = Кз ( Кпр ( Кп = 1.8 ( 2.3 ( 1 = 4.14 Кизн = Кз’ ( Кпр = 1.4 ( 2.3 = 3.22 6.3.3. Определяем допускаемое среднее давление на смятие по формуле: приняв (Т = 550 н/мм2 и S = 1.25 (с. 87 [2] ) [(см] = (Т / (S ( Ксм ( КL) , [(см] = 550 / (1.25 ( 4.14 (0.43) = 247.16, где коэффициент долговечности КL = Кн ( КN = 0.57 ( 0.8 = 0.43 при Кн = 0.57 (табл. 5.9 [2]) и КN = (60(Lh(n / No , где Lh - срок службы = 15(103 ч. n - частота вращения = 484 об/мин КN = ( 60(15(103(484 / 108 = 0.8, (( = 7.8) < ([(см] = 247) 6.3.5. Определяем допускаемое среднее давление на износ. [(изн] = [(усл] / (Кизн ( КL ( Кр ) н/мм2, где [(усл] = 110 н/мм2 по табл. 5.6. [2] Кр = Кс ( Кос , где Кс = 1, коэффичиент смазки (при средней смазке) Кос = 1.25, при нежестком закреплении ступицы на валу. Кр = 1 ( 1.25 = 1.25 [(усл] = 110 / (3.22 ( 0.44 ( 1.25) = 63 н/мм2 Соединение удовлетворяет прочности на износ так как (( = 7.8) < ([(изн] = 63) 7. Подбор муфты. По условию задана предохранительная муфта со срезным штифтом. 8. Смазка коробки скоростей. В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач зали- вается масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, распыляется, попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0.3 до 12.5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центро- бежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышает его температуру. Выбор смазочного материала основан на величине окружной скорости. В виду небольшой окружной скорости выбираем масло Индустриальное И-20 с кинематической вязкостью 17 ... 23 ( 10-6 м2/с. 9. Описание конструкции коробки скоростей.
положены шестерни Z1 и Z2 причем Z2 больше по диаметру чем Z1. На промежу- точный вал вращательный момент передается за счет перемещаемого блока ко- лес Z3 , Z4. Валы посажены на радиальные шарико-подшипники. Имеющие возможность в одном из посадочных отверстий перемещаться в осевом направлении, регули- руя тепловое удлинение вала, а с другого торца жестко подпертых крышкой. Валы I и I I I - выполнены укороченными, что понижает напряжения возника- ющие при работе коробки скоростей. Для обеспечения смазки механизмов, в корпусе коробки скоростей предусмо- трено отверстие для заливки масла. А так же выполнен смотровой люк и отду- шина обеспечивающая регулировку давления внутри коробки в процессе рабо- ты. 10. Стандартизация. Описание ГОСТ 8338 - 75.
Основные размеры 8338 - 75 * (СТ СЭВ 3795-82) ОКП 46 1200 Настоящий стандарт распростроняется на шариковые радиальные одно- рядные подшипники. Стандарт полностью соответствует СТ СЭВ 3795-82 1. Основные размеры и масса подшипников должны соответствовать табли- чным данным. B B - Номинальная ширина подшипника, мм r x 45( D - Номинальный наружный диаметр 4 фаски цилиндрической поверхности наружного кольца, мм d - Номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца, мм r - Номинальная координата монтажной фаски, мм Пример условного обозначения шарикового радиального подшипника обле- гченной серии диаметров 1, серии ширин 0 с d = 50 мм, D = 80 мм и B = 16 мм Подшипник 110 ГОСТ 8338-75 2. Технологические требования по ГОСТ 520 - 71 3. Технологические требования к посадочным местам вала и корпуса по ГОСТ 3325-55 4. Величины статической (С0) и динамической (С) грузоподьемности приведены в справочном приложении. СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ. 1. Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. -М.: Машиностроение, 1970.
-М.: Вышэйшая школа, 1981.
-М.: Высшая школа, 1985.
----------------------- 17600 688846 648520 527317 Страницы: 1, 2 |
ИНТЕРЕСНОЕ | |||
|