Дипломная работа: Проектирование привода общего назначения
<100 – 120МПа
Условие < выполнено.
Ведомый вал.
Из двух шпонок под зубчатым колесом и под звездочкой
более нагружена вторая (меньше диаметр вала, поэтому меньше размеры поперечного
сечения шпонки). Проверим шпонку под звездочкой. Диаметр вала =65 мм; вращающий моментДлину шпонки
выбираем в зависимости от длины ступицы звездочки, которая равна 104 мм, длина
шпонки составит l = 100мм.
<120МПа
Условие < выполнено.
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов
запаса прочности S для опасных сечений и в сравнении их с допускаемым значением
Прочность
соблюдена при S > .
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются
по симметричному циклу, а касательные - по отнулевому (пульсирующему).
Будем производить расчёт для предположительно опасных
сечений каждого из валов.
Ведущий вал.
Материал вала тот же, что и для шестерни, т.е. сталь
45. Термическая обработка улучшение.
В соответствии таблицей 3.3. [1] при диаметре
заготовки более 120 мм, а в нашем случае среднее значение предела
прочности равно .
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
определим по формуле (12.1):
(12.1)
Предел выносливости при симметричном цикле касательных
напряжений определим по формуле (12.2):
(12.2)
Сечение A-A (рисунок 4).
Концентрация напряжений обусловлена посадкой
подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала в этом сечении равен 55мм. В
соответствии с таблицей 8.7 [1] имеем отношение коэффициента концентрации напряжений
к масштабному фактору:
;
Принимаем в соответствии с рекомендациями на с.166 [1]
коэффициент для углеродистых сталей = 0,15 и .
Изгибающий момент определим по формуле (12.3):
(12.3)
где - нагрузка на вал от ременной
передачи, =
2718Н;
- длина выходного конца ведущего
вала, равная ширине шкива ременной передачи,
= 82мм
Осевой момент определим по формуле (12.4):
(12.4)
где - диаметр вала под подшипник, = 55мм;
Амплитуда нормальных напряжений определим по формуле
(12.5):
(12.5)
где - изгибающий момент, ;
W - осевой момент, Wмм3.
Осевая нагрузка на вал = 1279,4Н мала, следовательно, среднее
напряжение цикла нормальных напряжений принимаем =0
Полярный момент сопротивления определим по формуле (12.6):
(12.6)
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений определим по формуле(12.7):
(12.7)
где - вращающий момент на ведущем
валу,
Wp - полярный момент сопротивления, Wр
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
определим по формуле (12.8):
(12.8)
где - предел выносливости при
симметричном цикле изгиба, =297MПа
- амплитуда нормальных
напряжений, =13,7МПа.
Коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям определим по формуле (12.9):
(12.9)
где - предел выносливости при
симметричном цикле касательных напряжений,
=172МПа;
- амплитуда цикла касательных
напряжений, =5МПа;
- среднее напряжение цикла
касательных напряжений, ==5МПа;
- коэффициент для углеродистых
сталей, =0,1.
Результирующий коэффициент запаса прочности для
сечения A-A определим
по формуле (12.10):
(12.10)
где - коэффициент запаса прочности по
нормальным напряжениям, =6;
- коэффициент запаса прочности по
касательным напряжениям, =13
Сечение Б - Б (рисунок 5).
Концентрация напряжений обусловлена переходом от
диаметра 55мм к диаметру 45мм.
При =1,2; =0,03, коэффициенты концентрации
напряжений в соответствии с таблицей 8.2. [1] равны =2,24, =1,49. Масштабные факторы в
соответствии с таблицей 8.8. [1] равны
=0,82, =0,70.
Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения A-A.
Осевой момент сопротивления сечения определим по
формуле (12.4):
Амплитуду нормальных напряжений по формуле (12.5):
Полярный момент сопротивления по формуле (12.6):
Амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений
(12.7):
Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным
напряжениям по формулам (12.8), (12.9):
Результирующий коэффициент запаса прочности сечения Б
- Б по формуле (12.10):
Сечение B-B (рисунок 5).
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной
канавки. В соответствии с таблицей 8.5 [1] =1,75; =1,60; масштабные факторы в
соответствии с таблицей 8.8. [1]
равны =0,81; =0,79. Диаметр вала в этом сечении
равен 45мм.
Изгибающий момент тот же, что и в сечении A-A =
Момент сопротивления нетто при изгибе, определим по
формуле (12.11):
(12.11)
где - диаметр выходного конца
ведущего вала, =45мм;
b - ширина шпонки, b=14мм
- глубина паза вала, = 5,5мм
Амплитуду нормальных напряжений изгиба определим по
формуле (12.12):
(12.12)
где - изгибающий момент,
- момент сопротивления нетто при
изгибе,
Момент сопротивления нетто при кручении определим по
формуле (12.13):
(12.13)
где - диаметр выходного конца
ведущего вала, =45мм;
b - ширина шпонки, b=14мм
- глубина паза вала, = 5,5мм
Амплитуду и средние напряжения цикла касательных
напряжений определим по формуле (12.14):
(12.14)
где - вращающий момент на ведущем
валу,
- момент сопротивления нетто при
кручении, .
Коэффициент запаса прочности по нормальным и
касательным напряжениям определим по формулам (12.8), (12.9):
Результирующий коэффициент запаса прочности сечения В
- В по формуле (12.10):
Сведём результаты проверки в таблицу 3.
Таблица 3 - Коэффициенты запаса прочности.
Сечение |
А - А |
Б - Б |
В - В |
Коэффицент
запаса
прочности
|
5,4 |
3,8 |
4,1 |
Во всех сечениях Условие прочности выполнено.
Ведомый вал:
Материал вала - сталь 45, термическая обработка - улучшенная.
Расчет проведем аналогично расчету ведущего вала. В соответствии таблицей 3.3. [1]
при диаметре заготовки более 120мм среднее значение =690МПа.
Пределы выносливости =297МПа, а
Сечение A-A (рисунок 5).
Диаметр выходного конца вала равен 65 мм. Концентрация
напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. В соответствии с таблицей 8.5.
[1] =1,75;
=1,60;
масштабные факторы в соответствии с таблицей 8.8. [1] равны
=0,78; =0,64.
Момент сопротивления сечения нетто при кручении и
изгибе при ширине шпонки b=18мм smm, глубине паза равен:
Приняв у ведомого вала длину посадочной части под
звездочку равной длине ступицы звездочки l=104мм, положим
х=75мм получим изгибающий момент в сечении А - А от консольной нагрузки:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Амплитуда и средние напряжения цикла касательных
напряжений:
Коэффициенты запаса прочности:
Результирующий коэффициент запаса прочности сечения А
- А:
Следовательно, S> [S] =2,5.
Условие прочности выполнено.
Это свидетельствует о том, что консольные участки
валов оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит
существенных изменений. По этой причине проверять прочность в сечениях Б - Б и
В - В нет необходимости.
Посадки назначаем в соответствии данными в таблице 10.13
[1]. Посадки зубчатого колеса
на валпо ГОСТ 25347 - 82. Шейки валов
под подшипники выполняем с отклонением вала
к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца
по Н7. Посадка шкива ременной
передачи на вал. Посадка звездочки цепной
передачи на вал.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием
зубчатого колеса в масло, разливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего
погружение колеса примерно на 10мм. Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0,25 дм3 масла
на 1кВт передаваемой мощности при Ртр =12,38кВт имеем: .
По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При
контактных напряжениях и скорости V=2,3м/с,
рекомендуемая вязкость масла должна быть равна Принимаем масло индустриальное И - 30A по ГОСТ 20799 - 50.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным
материалом УТ-1, периодически пополняя его шприцем через маслёнку.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора
тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом
редуктора, начиная с узлов валов:
- на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники,
предварительно нагретые в масле до 80-100° С;
- в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают
зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие
кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в корпус редуктора и
надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и
корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью
двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо; в
подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку; ставят крышки подшипников с
комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных
крышек в протоки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют
проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны
проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с
прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое
отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку
болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию
на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
1. С.А. Чернавский Курсовое проектирование деталей
машин, M.: Машиностроение, 1988
2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов Конструирование узлов и
деталей машин, M.: Высшая школа, 2000.
3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов Детали машин, M.: Высшая
школа, 1987.
|