Автор работы: Пользователь скрыл имя, 12 Января 2014 в 12:07, курсовая работа
Как известно главным показателем качества машин является надёжность, которая обеспечивается на стадиях их проектирования, изготовления и эксплуатации. В курсе «Детали машин и основы конструирования» излагаются теоретические положения и инженерные методы обеспечения надлежащей надёжности машин на стадии проектирования.
В основе работы большинства машин и механизмов лежит преобразование параметров и кинематических характеристик движения выходных элементов по отношению к входным. Наиболее распространенным механизмом для решения данной задачи является редуктор, который представляет систему зубчатых передач выполненных в герметично закрытом корпусе.
примем V= 1; Кб = 1,3 и КT =1; для конических подшипников 7209 при
коэффициенты. Х = 0,4 и Y= 1,459 (см. табл. 9.18 и П7[1]);
7.13 Расчетная долговечность по формуле (19), млн. об.
млн. об, где С=50.
7.14 Расчетная долговечность, ч
где n — 80 об/мин — частота вращения вала червячного колеса.
Столь большая расчетная долговечность объясняется тем, что по условию монтажа диаметр должен быть больше диаметра dв2= 38 мм. Поэтому был выбран подшипник 7209. Кроме того, следует учесть, что ведомый вал имеет малую частоту вращения n — 80 об/мин .
8. Второй этап компоновки редуктора.
Используем чертежи первого этапа компоновки. Второй этап имеет целью конструктивно оформить основные детали – червячный вал, вал червячного колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др.
Смазывание зацепления и подшипников вала червяка – разбрызгиванием жидкого масла, залитого в корпус ниже уровня витков так, чтобы избежать чрезмерного заполнения подшипников маслом, нагнетаемым червяком.
Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке люка размещаем отдушину. В нижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла и устанавливаем жезловый маслоуказатель.
Конструируем стенку корпуса и крышки. Их размеры были определены выше. Вычерчиваем фланцы и нижний пояс. Конструируем крюки для подъема.
Устанавливаем крышки подшипников глухие и сквозные для монжетных уплотнений. Под крышки устанавливаем металлические прокладки для регулировки.
Венец червячного колеса насаживаем на чугунный центр с натягом. Посадка Н7/р6 по ГОСТ 25347 – 82.
Вычерчиваем призматические шпонки: на выходном конце вала червяка мм и под червячным колесом мм.(по таблице 8,9[1]).
9 Тепловой расчёт редуктора
Площадь теплоотводящей
поверхности редуктора высчитыв
,
где аw – межосевое расстояние.
Получаем мм2 = 0,8 м2;
Перепад температур между маслом и окружающим воздухом равен:
где N1 – мощность на валу червяка; N1 = Nтр = 2.65 кВт = 2650 Вт;
А – площадь редуктора; А = 0,8 м2 ;
– КПД редуктора; ;
kt – коэффициент теплопередачи; принимаем kt = 15 Вт/(м2 оС).
Подставляя исходные данные в формулу (10.2), получаем:
Допускаемый перепад температур .
Корпус ребристым делать не будем.
10 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночного соединения
Материал шпонок – сталь 45. Шпонку выбираем из стандартного ряда в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки и так, чтобы она была на 5 – 10 мм меньше длины ступицы. Для соединения ведущего вала с муфтой выбираем шпонку , а для соединения червячного колеса с ведомым валом – шпонку (табл. 8.9, ст. 169 [1]).
10.1 Напряжение смятия находим по формуле:
где T – передаваемый вращающий момент, Н мм;
d – диаметр вала в месте установки шпонки
l – рабочая длина шпонки;
t1 – глубина паза;
h – высота шпонки.
Напряжение смятия не должно превышать допускаемого, т.е. должно выполняться условие:
где – допускаемое напряжение смятия.
10.2 Ведущий вал: d = 30 мм; b = 10 мм; h = 8 мм; t1 = 50 мм; l = 32 мм; момент на ведущем валу Н мм. Подставляя исходные данные, получаем:
(МПа) < .
Материал полумуфты – чугун марки СЧ 20.
10.3 Ведомый вал: d = 38 мм; b = 12 мм; h = 8 мм; t1 = 5.5 мм; l = 32 мм; момент на ведомом валу Н мм. Подставляя исходные данные, получаем:
< .
Условие выполняется
11 Уточнённый расчёт валов
11,1 Уточнённый расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при . Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов. Для определения наиболее опасного сечения вала построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Ведущий вал.
Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик, значительно превосходят те, которые могли быть получены расчётом на кручение. Диаметр выходного конца вала при расчёте на кручение равен 14,7 мм, но для удобства соединения этот диаметр принимаем равным диаметру вала электродвигателя (dв1 = 30 мм).
Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).
11,2 Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка равен:
, (38)
где da1 – диаметр вершин витков червяка; da1 = 76 мм,
df1 – диаметр впадин витков червяка; df1 = 48 мм.
Получаем:
(мм4)
11,3 Стрела прогиба:
где l1 – расстояние между опорами,
Ft1 – окружная сила на червяке,
Fr1 – радиальная сила на червяке,
Jпр – приведённый момент инерции поперечного сечения червяка,
E – модуль упругости материала.
После подстановки получаем:
(мм).
11.4 Допускаемый прогиб:
(мм). (24)
Таким образом, жёсткость обеспечена, так как
мм < .
11,5 Ведомый вал.
Из предыдущих расчётов имеем: реакции опор в плоскости xz: Rz3 = Rz4 = 2670,75 (H); в плоскости yx: Ry3 = 669,16 (H), Ry4 = 2613,3 (H); l2 = 130 мм.
Определяем изгибающие моменты:
в плоскости yx
в плоскости xz
11.7 Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов. Расчётная схема ведомого вала изображена на рисунке 5.
Опасным сечением является сечение С, так как в нём действуют наибольшие изгибающие моменты.
11.8 Определяем суммарный изгибающий момент:
(кН)
11.9 Находим амплитудное изгибающее напряжение:
,
где Mи – суммарный изгибающий момент,
Wи – момент сопротивления изгиба.
где dк2 – диаметр вала в месте посадки червячного колеса,
b – ширина шпонки,
t1 – глубина шпоночного паза,
Рисунок 5 – Расчётная схема ведущего вала
Получаем:
(мм3).
Тогда амплитудное изгибающее напряжение равно:
(МПа).
Среднее напряжение цикла , так как цикл принимается симметричным.
11.10 Находим амплитудное и среднее напряжение кручения:
где Tк – крутящий момент на ведомом валу,
Wк – момент сопротивления кручению.
(мм3).
Амплитудное и среднее напряжение кручения равно:
11.11 Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
где – предел выносливости при симметричном цикле изгиба;
( МПа, для стали 45 по табл. 3.3, ст. 34 [1])
– эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; = 1,74 ( по табл. 8.5, ст. 165 [1]),
– масштабный фактор для нормальных напряжений; = 0,805 (по табл. 8.8, ст. 166 [1]).
Подставляя данные в формулу (11.13), получаем:
11.12 Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
где – предел выносливости при симметричном цикле
кручения;
(МПа),
– эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; = 1,59 ( по табл. 8.5, ст. 165 [1]),
– масштабный фактор для касательных напряжений; = 0,688 (по табл. 8.8, ст. 166 [1]).
Подставляя данные в формулу (11.15), получаем: