Эквивалентные динамические нагрузки при коэффициенте безопасности КБ=1,4 и температурном коэффициенте КТ=1 вычисляем по формуле:
RЕА=1×1×1432,37×1×1×1,4=4112,8 Н
Расчетная долговечность более нагруженного подшипника опоры В при а23=0,65 вычисляется по формуле:
L10ah= (а23*(Cr/RЕА)3*106)60*n
L10ah=(0,7×(22000/4274)3×106)/(60×47,7)=25125 ч. −условие выполняется.
Выбор посадки колец подшипника.
Имеем для внутренних колец подшипников циркуляционное нагружение
Для быстроходного вала: Ø 35 s6
Для промежуточного вала: Ø 35 s6
Для тихоходного вала: Ø 55 k6
Имеем для внешних колец подшипников местное нагружение
Для быстроходного вала: Ø 72 H7
Для промежуточного вала: Ø 72 H7
Для тихоходного вала: Ø 100 H7
2.11 Построение эпюр моментов.
Тихоходный вал.
Для построения эпюр определяем значения изгибающих моментов в характерных сечения вала.
Рисунок 13
Вертикальная плоскость (YOZ) рис 13:
сечение А: l1=73
Мx=0
сечение С:
Мx=RAy× l1
Мx=1040.761*73=75976 Н·м сечение Б:
Мx=0
Рисунок 14 – эпюра
Горизонтальная плоскость (XOZ) рис. 14:
сечение А:
Мy=0
сечение С:
Мy=RАХ×l1
Мy=-757.674*73=55310 Н·м сечение Б:
Мy=0
Нагружение от муфты:
сечение М:
ММ=0
сечение А:
ММ=-FМ×l3
ММ=599.218*75=44941.35 Н·м
2.12 Расчет валов на прочность
Расчет сечения Н на статическую прочность:
М=√Мх²+Му²
М=√92,4²+53,3²=106,7×1000 Н·мм
Осевой момент сопротивления сечения определяется по формуле:
W=(π×d³)/32
W=(3,14×45,3³)/32=9126,3 мм³
Эквивалентное напряжение :
σэкв=√(Мх²+Му²)/W
σэкв=√(106700+429,7²)/9126,3=48,7 Н/мм²
ST=σT/(Kп×σэкв)
Коэффициент запаса прочности по текучести при коэффициенте перегрузки Kп=2,2
ST=650/2,2×48,7=6,1 > [ST]=1,6
Расчет сечения Н на сопротивление усталости.
Определим амплитуду напряжения цикла в опасном сечении:
σа=σи=М/W
σа=σи=106700/21195=24,13 Н/мм²
τа=τк/2=МК/2WK
WK=π×d³/16
WK=18252,6
τа=53300/(2×18252,6)=1,5 Н/мм²
Коэффициенты концентрации напряжений в рассматриваемом сечении:
(Кσ)D=((Kσ/Kd+KF – 1)×1/KV)
(Кτ)D=((Kr/Kd+KF – 1)×1/KV), где KV=1 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
КσD=(2,3+1-1×0,4)=4,3
КτD=(2,7+1,03-1)=3
Пределы выносливости вала:
σ – 1D=σ – 1)/KτD
τ – 1D=τ – 1)/KτD
τ – 1D=(210/3)=70 Н/мм²
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Sσ=(σ – 1D)/σa
Sτ=(τ – 1D)/τa
Sσ=83,7/11,7=7,2
Sτ=70/1,5=46,7
Коэффициенты запаса прочности в сечении Н:
S=Sσ×Sτ/√(S²σ+S²τ)
S=7,2×46,7/√(7,2²+46,7²)=4,2 > [S]=2,5
Сопротивление усталости в сечении Н обеспечивается.
2.13 Конструирование крышек подшипников
Крышки подшипника изготавливают из чугуна марок СЧ15..
Поверхность крышек под головками крепежных болтов необходимо обрабатывать.
Крышка на быстроходный вал :
Толщина фланца при креплении крышки болтами:
σ1= 1,2×σ, где σ – толщина стенки.
σ1=5×1,2=6 мм
Диаметр фланца крышки:
Dф=D+4×d, где D – диаметр внешнего кольца подшипника;
d=6 − диаметр болтов.
Dф=47+4*6=71 мм
Крышка на промежуточный вал:
Толщина фланца при сквозных крышках:
σ1= 1,2×7=8,4 мм
Диаметр фланца крышки:
Dф=50+4*6 =74 мм
Крышка на тихоходный вал:
Толщина фланца при креплении крышки болтами:
σ1= 1,2×7=9,6 мм
Диаметр фланца крышки:
Dф=62+4×6=86 мм
2.14 Конструирование корпуса
Корпусные детали изготавливаем литьём из чугуна СЧ – 15. Корпус выполняем разъёмным. Плоскость разъёмам проходит через оси валов. Отклонение от поверхностей разъёма 0.05 мм . Заготовка корпуса после черновой обработки основных сопрягаемых деталей подвергаются отжигу. Течь по разъему предотвращается пастой «Герметик».
Расчет стенки корпуса редуктора:
δ=0.025×aт+3 >= 7мм
δ=0.025×aт+3 =7 мм
Диаметр болтов для соединения крышки с корпусом:
d=1.25׳√T
d=1.25׳√2564=9,4≈10 мм
Диаметр болтов у подшипников:
d2=0.7× dф
d2=12
Число болтов крепления крышки с корпусом равно 13. Выбираем стандартные болты согласно ГОСТу 7808 – 70 М16×100 . Под каждый болт устанавливаем шайбы по ГОСТу 6402 – 70 d=16 мм.
Диаметр фундаментальных болтов:
dф=1.25×d
dф=1.25×16=17 мм
Ширина фланца:
bфл=2.7× d2
bфл=2.7×12=32 мм
Толщина лап фундаментального болта:
σл=2.35× δ
σл=2.35 ×8=20 мм
Число фундаментальных болтов при aw £ 320 , Zф= 6
2.15 Смазка
Для смазки подшипников и зубчатых колес используем картерную систему смазки . Требуемую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес [σ]H=550 М·Па, u=2,9 м/с. Выбираем сорт масла в зависимости от вязкости – Индустриальное без присадок И – Г – А – 46.
Для замены масла в нижней части корпуса предусмотрено сливное отверстие. М20×1,5.для обеспечения полного слива масла выполняется небольшое углубление непосредственно около сливного отверстия в дне корпуса. Сливное отверстие закрывается цилиндрической пробкой с резьбой. Для залива масла используются крышка с отдушиной М 12×1.75.
Уровень масла контролируется маслоуказателем.
Уровень погружения колеса определяем по формуле:
hm≈(2×m…0,25×d2T)
(2.15.1)
hm≈ 2,25 мм
Выбрали манжеты резиновые армированные по ГОСТу 8752 – 79.
2.16 Выбор муфт
Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора подбираем муфту втулочно-пальцевую (по ГОСТу 21424 – 75) с
D = 140 мм,
d = 81 мм
L = 121 мм
Полумуфты изготавливают из чугуна
марки СЧ 20 (ГОСТ 412 – 85); материал пальцев – сталь 45
(ГОСТ 1050 – 74); материал упругих втулок – резина с пределом прочности при
разрыве не менее 8 Н/
.
По
таблице 15.6[2] подбираем упругую полумуфту втулочно-пальцевую (по ГОСТ
21424-75) с наружным диаметром 
мм, 
мм.
|
|
Рисунок 16- Муфта упругая втулочно-пальцевая.
Подбираем
муфту для соединения на тихоходном вале редуктора с валом механизма . Диаметр
вала 
мм
Вращающий момент на валу:
Н·м
Н·м
(124)
По таблице 2.1[3] выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006-83 со следующими характеристиками:
мм, 
мм, 
мм
|
|
Рисунок 17- Муфта зубчатая
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Входе выполнения курсового проекта закреплены знания студентов, полученные при изучении общетехнических дисциплин: теоретической механике, высшей математики; развиты конструкторские навыки, расширены теоретические знания по конструированию типовых узлов и деталей. Студенты подробно ознакомились с действующими стандартами, нормами, справочной литературой. Данный курсовой проект внес вклад в знания студентов которые, которые потребуются при выполнении последующих проектов и, в конечном счете дипломного проекта. В данной работе произведено кинематическое и динамическое исследование механизма. Определены траектории движения точек звеньев механизма с помощью планов положений механизма, построены планы скоростей и ускорений. Произведена конструкторская разработка редуктора и расчет
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
