Проектирование механического привода

ΣМ_В = 0;  Н;

l = bw1+2a+2a1 = 52+24+8 = 84мм

ΣМ_А = 0;  138,9 Н

 

Изгибающие моменты в опасном сечении:

                            138,9*0,042  = 5,83 Н∙м;

 

 902,6*0,042 =37,9 Н∙м;

 

По полученным значениям строим эпюры изгибающих моментов.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

 Н∙м.

Определяем приведенный  момент в опасном сечении:

 Н∙м.

Выбор материала вала и допускаемых напряжений.

Принимаем сталь 5 с термообработкой нормализация. Из табл. 2 допускаемое напряжение изгиба 55 МПа, предел прочности 570 МПа.

Диаметр вала в опасном сечении:

 мм.

Учитывая ослабление вала в рассчитываемом сечении шпоночным пазом, увеличиваем диаметр на 5%. Тогда d_оп =35,28 мм.

По стандартному ряду принимаем d_оп =38 мм.

Диаметр цапфы вала определяется из соотношения:

мм.

3.2 Расчет вала на выносливость

Определяем коэффициент  запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям.

Предел выносливости материала вала при изгибе с симметричным циклом без концентрации напряжений можно принять:

= 0,43▪ 570 = 245,1 МПа.

Эффективный коэффициент  концентрации напряжения для валов со шпоночной канавкой 1,76 .

Масштабный фактор 0,85 .

Амплитуда колебаний  цикла при изгибе:

;

мм³;

 (38,34/2259,4)*1000 = 16,7 МПа.

Коэффициент приведения 0,05  .

 

Среднее напряжение цикла  при изгибе при действии осевой нагрузки:

    

Запас прочности по нормальным напряжениям от изгиба:

      

Предел выносливости материала вала при кручении с симметричным циклом без концентрации напряжений можно принять:

0,58*245,1 = 142,1 МПа.

Эффективный коэффициент  концентрации напряжений при кручении для валов со шпоночной канавкой  1,54 .

Масштабный фактор для  напряжения кручения  0,85 .

Амплитуда и среднее  напряжение цикла напряжения кручения:

,

где W_кр – момент сопротивления рассчитываемого сечения при кручении

        

мм³.

Следовательно, амплитуда и среднее напряжение цикла напряжения кручения:

МПа.

2симметричному  0 .

Запас прочности по касательным напряжениям от кручения:

.

Определяем общий коэффициент  запаса усталостной прочности при действии изгибающего и крутящего моментов в сечении вала:

.

Следовательно, запас усталостной прочности нормальный.

 

4 ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

 

4.1 Определение внешних нагрузок, действующих на подшипник

Суммарная радиальная нагрузка на подшипник А:    

Н;

    Суммарная радиальная нагрузка на подшипник В:

  1438,72 Н;

4.2 Выбор типа подшипника

Отношение внешней осевой нагрузки к радиальной наиболее нагруженного подшипника > 0,25

Так как осевая нагрузка на подшипник значительна, необходимо применить радиально-упорные подшипники. В соответствии с рекомендациями примем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные.

 

4.3 Предварительный выбор  типоразмера подшипника

Учитывая диаметр цапфы  вала 35 мм, выбираем из справочника подшипник шариковый радиально-упорный однорядный легкой серии

№46307, у которого d=35  мм , D= 80  мм, B=  17  мм, C=   42,6 кН,

C0 = 24,7 кН, угол контакта α = 26°.

4.4 Определение требуемой  долговечности подшипника

   

4.5 Определение расчетной долговечности выбранного подшипника

Динамическая эквивалентная  нагрузка:

, где – соответственно радиальная и осевая нагрузки на подшипник; V – коэффициент вращения колец относительно вектора нагрузки, равный 1 при вращении внутреннего кольца; К_Б – динамический коэффициент, 
К_Б =  2 ; К_Т – температурный коэффициент, равный 1; Х и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

При угле контакта α = 26°  безразмерная величина е, характеризующая отношения радиальной и осевой нагрузок подшипника е = 0,68 .

Осевые составляющие от действия радиальных нагрузок:

S₁ = e · F´_rA =0,68 · 1692,72 =1151,04 H

S₂ = e · F´_rB =0,68 · 1438,72 = 987,32 H

Т.к. S₁   ≥   S₂ и  Fa≥0 , то осевая нагрузка:

для подшипника 1

F´_а1 = S₁ =1151.04 H

для подшипника 2

F´_а2 = S₁₊ F_а =1151.04+400.96=1552H

Все дальнейшие расчеты ведем для наиболее нагруженного подшипника.

Определяем  соотношение  =1552/1438,72=1,07

Значит по табл. 3, X =  1 ; Y = 0 Эквивалентная динамическая нагрузка

(1*1*1438,72+0*1552)*2*1=2877,44 Н.

Расчетная долговечность  выбранного подшипника:

ч.

, подшипник № 46307 подходит.

 

 

 

5 ВЫБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ИХ НА ПРОЧНОСТЬ

 

Выбираем шпонку по ГОСТ 23360 – 78. Размеры шпонок приведены  в пособии [4].

d =  44 мм, t₂ = 3.3, t₁ = 5 мм, b = 12  мм, h = 8 мм, l = 28 мм.

Производим расчет шпонки на смятие

,

где Т – крутящий момент, d – диаметр вала, l_р – рабочая длинна шпонки, – допускаемое напряжение смятия, принимаемое при стальной ступице 100…120 МПа.

.

Проверочный расчет показал, что допускаемое напряжение смятия соблюдается.

 

6 Выбор стандартной муфты

 

Посредством муфт, в приводах чаще всего осуществляют соединение вала двигателя с входным валом редуктора, редуктор и исполнительного механизма. Основные типы муфт стандартизированы.

Выбираем, муфту упругую  втулочно-пальцевую ____-___-1.1  
ГОСТ 21424-93.

Т_Р = К_Р ∙ Т ≤ [Т],

где Т_Р – расчетный крутящий момент; Т – номинальный крутящий момент вала, на котором устанавливается муфта; [Т] – допускаемый крутящий момент вала, на передачу которого рассчитана муфта; К_Р – расчетный коэффициент, учитывающий условия эксплуатации (табл. 1).

Т_Р = 1,5 ∙ 53,7 = 80,5 ≤ [205,2],

 

 

 

 

 

ЛИТЕРАТУРА

 

1. Кинематический расчет привода. Методические указания. / Сост.: П.Д.Кашников. – Омск:  СибАДИ,  1986.-24с.

2. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Методические указания. / Сост.: В.Н.Никитин. – Омск: СибАДИ, 2004.-27с.

3. Расчет валов на прочность и жесткость. Методические указания. / Сост.: В.Н.Никитин. – Омск: СибАДИ, 2003.-37с.

4. Выбор подшипников качения. Методические указания. / Сост.: В.Н.Никитин. – Омск:  СибАДИ, 1984.-21с.

5.  Проектирование механических передач: Учебно справочное пособие для ВТУЗов / С.А. Чернавский – 6-е изд. перераб. и доп. – М.: «Альянс», 2008.

6. Курсовой проект по дисциплине «детали машин и основы конструирования». Методические указания. / Сост.: В.Н. Никитин – Омск:  СибАДИ,  2008.

7. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие./ П. Ф. Дунаев.  – издательский центр «Академия», 2003 год. 

8. Детали машин: Атлас конструкций./ Под ред. Д.Н.Решетова. – М.: Машиностроение. 1979-367с.