Детали машин

Диаметр и длину ступицы находят по формулам:

d_ст’=(1,5…1,55)d=54,5мм;

l_ст’=(0,8…1,5)d=50мм;

Ширину  торцов зубчатого венца принимают:

S=2,2m+0,05b₂=2,2×1,5+0,05×44=7мм;

На  торцах зубьев выполняют фаски

 f=(0,5…0,6)m=1..1,2;

α_ф=15⁰ при твёрдости поверхности зубьев больше 350 НВ.

Толщину диска делают:

С=0,5(S+S_ст)≥0,25b₂, где S_ст=0,5(d_ст-d)=1,5

C=12мм.

Рисунок 4. Форма зубчатого колеса.

 

8.2. Элементы корпуса и крышки.

Для редукторов толщину стенки корпуса  из условий хорошего заполнения формы  жидким металлом, прочности и жёсткости  определяют по формуле:

б=1,3Т_Т^0,25≥6мм,

где Т_Т – вращающий момент на тихоходном валу.

     Толщину б₁ крышки корпуса принимают: б₁=0,9б≥6мм.     

Конструктивное  оформление внутреннего корпуса  редуктора показано на (рис.  ), где R₁=0,5d_a2+а; R_Б=0,5d_a2+a; или R_Б=0,5D+а (принимают большее значение R_Б из двух); расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b₀≥3а.

Для соединения корпуса и крышки по всему  контуру плоскости разъёма выполняют  специальные фланцы. На коротких боковых  сторонах фланцы располагают внутрь от стенки корпуса. Для скрытия несовпадения внешних контуров крышки и корпуса вследствие погрешностей при их изготовлении крышку корпуса выполняют с напуском, т.е. с фланцем шире фланца корпуса. Размеры фланцев:

f=(0,4...0,5)b₁; b=1,5b₁; b₁=1,5б₁; l=(2…2,2)б.

Фланцы  корпуса располагаем внутрь от стенки корпуса, а фланцы крышки – снаружи.

     Для соединения крышки редуктора  с корпусом используем винты  с цилиндрической головкой. Диаметр  винтов:

d=1,25T_T^1/3≥10мм

Класс прочности не менее 6.6

     Крышку фиксируют относительно  корпуса штифтами, они предотвращают взаимное смешение корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечивают точное расположение при их повторных сборках. Диаметр штифтов:

d_шт=(0,7…0,8)d.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9. Расчёт валов.

9.1. Усилия в передачах.

Для удобства расчётов и конструирования  нормальную силу F_n, действующую в нормальном сечении по линии зацепления, раскладываем на три составляющие по осям. На концах валов действует консольная нагрузка от колеса цепной передачи и полумуфты.

Исходные данные: Т₁=13,18Нм     d₁=32,31 мм   α=20°

β=12,838568

Силы:

Окружная: F_t=2000T/d=2000×13,18/32,31=1070 Н

Радиальная: F_r=F_ttgα= 1070tg20°=389 Н

Осевая: F_a=F_ttgβ=1070tg12,838568°=244 Н

Нормальная: F_n=F_t/(cosαcosβ)=1070/(cos20°cos12,838568)=1168 Н

 

 

9.2. Реакции в опорах вала.

Тихоходный вал.

Исходные  данные: l=78 мм l₁=70мм l₂=39мм

а) в  плоскости XOZ:

  ∑М_оп2=0;   R_x1·l-F_t·l/2=0   R_x1=F_t/2=389/2=194,5 H

  R_X2=F_t-R_x1=389-194,5=194,5 H

б) в  плоскости YOZ:

  ∑М_оп1=0;   -R_y1·l+F_r·l/2=0   R_y1=R_y2=F_r/2=1070/2=535H

в) суммарные  реакции опор:

  R₁=√(R_x1²+R_Y1²)=√(194,5²+535²)=569,3H=  R₂

г) от силы цепной передачи:

  F_B(l+l₂)-R_B1l=0

  R_B1=F_B(l+l₂)/l=634(78+70)/78=1203 H

  R_B2=R_B1-F_B=1203-634=569H

д) полные реакции опор для наиболее опасного случая нагружения:

F_r1=R₁+R_B1=569,3+1203=1772 H

F_r2=R₂+R_B2=569,3+569=1138 H

9.3. Расчет на статическую прочность.

9.3.1. Тихоходный вал.

l=78мм, l₁=70мм, l₂=39мм, R_x1=R_x2=194,5 H, R_y1=R_y2=535 H, M_a2=68,31 Hм, R_B!= 1203 H, R_B2=1138 H.

Горизонтальная плоскость XOZ, сечение А:

M_yA=10^-3R_x2l/2=194,5×78/2×10³= 7,62Нм; M_yA‘=M_a2- M_yA=68,31-7,62=61,69Нм;

Вертикальная плоскость YOZ, сечение А:

M_xA=10^-3R_y1l/2=535×78/2×10³=20,9Нм;

Cуммарные изгибающие моменты: сечение А М_А=(М_хА²+М_уА²)^1/2=(20,9²+7,61 ²)^1/2= =22,25Нм.

Момент  от силы F_B:

Сечение А: М_ВА=10^-3R_В2l/2=10^-3×1203×78/2=469Нм;

Сечение В: М_ВВ=10^-3R_В1l/2=10^-3×1138×39/2=222Нм

Полные  изгибающие моменты:

Сечение А М_АS=М_А+М_ВА=22,25+469=491Нм;

Сечение В М_ВS=М_ВВ=222Нм

Опасные сечения: А – под колесом; В – под внутренним кольцом подшипника опоры 1.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9.3.2. Моменты инерции и площади сечений.

Сечение А – шпоночный паз на диаметре 40 мм под зубчатым колесом. Шпонка bxh=12x8 мм.

Момент  сопротивления нетто- сечения:

а) на изгиб W_A=pd³/32-bh(2d-h)²/(16d)=p40³/32-12×8(80-8)²/(16×40)=5506 мм³;

б) на кручение W_КА=pd³/16-bh(2d-h)²/(16d)=p40³/16-12×8(72)²/(16×40)=11789 мм³;

Площадь А=pd²/4-bh/2=p40²/4-12×8/2=1209 мм².

Сечение В - сплошное круглое.

W=pd³/32, W_K=pd³/16=2W,  А=pd²/4

d=40мм, W_B=6283 мм³  W_KB=125666 мм³  A=1257 мм²

9.3.3. Статистические напряжения и коэффициенты запасов прочности:

а) максимальная нагрузка при перегрузках с коэффициентом  К_П=2.2

Сечение А: М_maxA= К_П×М= 2.2×44,39=97,66 Нм;

T_max= К_П×Т=2.2×66,23=145,7 Нм;

F_max= К_П×Fа=2.2×244=536,8 H;

Сечение В: М_maxБ= К_П×М= 2.2×44,38=97,64 Нм;

T_max= К_П×Т=2.2×66,23=145,7 Нм;

F_max= К_П×F_Б=2.2×244=536,8 H

б) максимальные статические напряжения:

-на  изгиб σ_max=10³М_max/W+ F_max/A

Сечение А- σ_maxА=10³М_max/W+ F_max/A =10³×97,66/5506+536,8/1209=18,2МПа

Сечение В- σ_maxВ=10³М_max/W+ F_max/A =10³×97,64/6283+536,8/1257=16МПа

-на  кручение t_max=10³T_max/W_K

Сечение А- t_maxА=10³T_max/W_K=10³×145,7/11789=12,4МПа

Сечение В- t_maxА=10³T_max/W_K =10³×145,7/12566=11,6МПа

в) коэффициент запаса прочности по пределам текучести (сталь 40Х)

σ_Т=750 МПа,  t_Т=450 МПа.

Сечение А- S_Tσ=σ_T/σ=750/18,2=41,2; S_Tt=t_T/t=450/12,4=36,3

S_T= S_TσS_Tt/ (S_Tσ² +S_Tt²)^1/2=41,2×36,3/(41,2²+36,3²)^1/2=27,2>[S_T]=1.3…2.0

Сечение В- S_Tσ=σ_T/σ=750/16=46,9; S_Tt=t_T/t=450/11,6=38,8

S_T= S_TσS_Tt/ (S_Tσ² +S_Tt²)^1/2=46,9×38,8/(46,9²+38,8²)^1/2=29,9>[S_T]=1.3…2.0

Условия статической прочности тихоходного вала выполняются в обоих опасных сечениях.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Ресурс подшипников качения.

Тихоходный вал

   1. Частота вращения вала п=316,8 мин^-1, диаметр вала под подшипниками d=40мм. Требуемый ресурс подшипников [L_10h]=18500 ч. Схема установки подшипников – враспор. Радиальные силы на опорах F_r1=R_r1=1772 H;

F_r2=R_r2=1138 H. Осевая сила на опоре 2 – F_A=590 H. Условия эксплуатации подшипников – обычные. Рабочая температура 40…50 ⁰ С.

2. Предварительно  принимаем шариковые радиальные  однорядные подшипники 208 лёгкой узкой серии (прил. 6, табл. П15): размеры

dxDxB=40x80x18; базовая радиальная грузоподъёмность: статическая

C_0r=17800 H, динамическая C_r=32000 Н.

Угол  контакта ПК 208 α=0 ⁰. Следовательно, силы F_s=0 и из условия равновесия расчётная осевая нагрузка на опорах: F_a1=0; F_a2=F_A=244 H.

3. Для  опоры 2 отношение F_a2/C_0r=244/17800=0,014 из таблицы 14.1

  стр. 113 е=0,19.

4. Для  опоры 1 F_a1=0 и коэффициенты Х=1; Y=0. Для опоры 2 отношение F_a2/(VF_r2)=244/(1×1710)=0,14 < e=0,19 и Х=1; Y=0.

5. Эквивалентные  радиальные динамические нагрузки R_E при коэффициентах К_Б=1,4 и К_Т=1 соответственно в опорах 1 и 2:

R_E1=VXF_r1К_бК_Т= 1×1×1710×1,4×1=2394 Н

R_E2=VXF_r2К_бК_Т= 1×1×1076×1,4×1=1506 Н

т.к. R_E1>R_E2, то подбор подшипников производим по опоре 1.

6. Скорректированный ресурс для ПК 208 при а₂₃=0,75 (обычные условия работы шариковых подшипников), р=3, п=316,8 мин^-1.

L_10h=10⁶×а₂₃× (с_r/R_E1)^P/(60×n)= 10⁶×0,75×(32000/2394)³/(60×357)=83622

Это меньше требуемого ресурса [L_10h]=18500 ч, поэтому подшипники 208 для опор тихоходного вала годятся.

 

 

 

 

 

 

11. Шпоночное соединение

Принимаем диаметр вала под колесом 40 мм. Сечение шпонки подбираем по диаметру вала bxh=12x8, глубина паза t₁=5 мм.

Расчетная длинна шпонки l_р определяется из условия смятия боковой поверхности ступицы.

l _р=2000×T _T/d(h- t₁)[σ_ст] где [σ_ст]- допускаемое напряжение на смятие.

[σ_ст]=150 МПа

l _р=2000×179/6/35×(8-5)×150=22,8 мм

l=l _р+b=25+12=37

Принимаем l=37 мм, l _р=25

Шпонка 12х8х37 ГОСТ 23360-78

l _ст≤1,5d=1,5×35=53 мм

l _ст =l _шп +(6…10) мм

l _ст=37+9=46 мм

Ступица имеет выход за пределы ширины венца b₂=44 мм по 5 мм.

d_ст=1,5d=1,5×35=53 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12. Расчет болтов крепления редуктора к плите

Место крепления выполнено в виде ниши под болты. Ниши распологают по углам  корпуса.

     Когда это возможно редуктор крепят к раме снизу. Это самый рациональный способ из применяемых.

 

 

Рисунок 5. Конструкция крепления редуктора к раме.

 

На  рис.5  показаны:

1- корпус  редуктора;

2- платик  рамы;

3- швеллер  рамы;

 4- шайба косая;

5- шайба  пружинная;

6- винт.

                  

  Диаметр болтов (винтов) крепления  редуктора к раме: d_Ф=1,25d, где d- диаметр болта крепления крышки и корпуса. Число z болтов принимают в зависимости от межосевого расстояния а_W, мм: при а_W<315 z=4; при а_W>315 z=6.

а_W=100 мм, то z=4;

d_Ф=1,25d=1,25×12=15 мм, выбираем болт М16.

Высоту  ниши принимают при креплении  болтами h_О=2,5(d_Ф+δ)=2,5(15+7)=55 мм.

 

 

 

 

 

13. Список литературы.

1. Андреев  В. В., Ульянов А. А. Детали  машин  и основы конструирования.  Курсовое проектирование: учеб. пособие для студентов специальностей 140101, 140305, 140404, 200402 /В. В. Андреев, А. А. Ульянов,-Нижегород. гос. техн. ун-т им. Р. Е. Алексеева, 2010.-267 с.

2. Атлас  конструкций узлов и деталей  машин: учеб. пособие / под ред.  О.А. Ряховского.-М: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007. – 384 с.

3. Детали  машин: атлас конструкций: в  2 ч. Ч. 1 / под ред. Д.Н. Решетова.-М.: Машиностроение, 1992. – 352 с.

 

ОК-01.02-00.11.01 ПЗ