Таблица 4.6 - Размеры болтов.

болта

Ширина фланца

Координата болта

,диаметр отверстия  под болт

Диаметр планировки

Радиус закругления

46

25

20

34

5

35

18

15

28

3

28

15

11

20

3


5  Проверочный расчет промежуточного вала

5.1 Исходные данные, выбор расчетной схемы вала

Конструкция вала заменяется расчётной схемой с обозначением всех активных и реактивных сил, действующих на вал (Рисунок 3). Вал представляется как балка на двух опорах. Одна опора выбирается неподвижной, другая – шарнирно подвижной. На схеме показываются силы, действующие на вал от цилиндрических колёс и .

Силы, действующие на вал:

Линейные размеры со сборочного чертежа:

Определение опорных реакций, изгибающих и крутящих моментов

Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих  моментов в двух плоскостях: вертикальной и горизонтальной . Реакции в опорах ищем из условия и . Если момент действует против движения часовой стрелки, то он считается положительным, если совпадает с ним – отрицательным.

 

Рисунок 5.1 – Расчетная схема с обозначением всех активных и реактивных сил, действующий на вал

  Для плоскости YZ:

,

,

Проверяем правильность определения реакции:

,

Для плоскости XZ:

,

,

  Проверяем правильность определения реакции:

,

Строим эпюру изгибающих моментов , для чего определяем их значение в характерных сечениях вала:

Моменты:

в точке A:

в точке B:

в точке C:

Нм;

в точке D:

Нм.

Значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала:

в точке A:

;

в точке B:

;

в точке C:

Нм;

в точке D:

Нм.

Находим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

в точке A:

;

в точке B:

;

в точке C:

Нм;

в точке D:

Нм.

Эпюры изгибающих моментов приведены на рисунке 5.

Суммарные реакции в опорах:

Н,

Н.

Анализ эпюр внутренних силовых факторов и несущей способности сечений вала показал, что опасными сечениями являются сечения:

А-А – место шпоночного соединения вала с колесом и соединение с натягом.

Б-Б – место перехода от шестерни к валу;

  5.3 Проверка вала на статическую прочность

Так как шестерня и вал выполняются за одно целое, материал вала тот  же, что и у шестерни – 25ХГМ:

предел прочности  МПа,

предел текучести при изгибе МПа,

предел текучести при кручении МПа,

предел выносливости при изгибе МПа,

предел выносливости при кручении МПа,

коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла,

.

5.3.1  Для сечения А – А: сечение вала со шпоночным пазом


Определение геометрических характеристик опасных сечений вала:

Определение действующих напряжений:

Запас прочности:

Значение общего коэффициента запаса прочности в сечении А-А

>, значит, статическая прочность в сечении А-А обеспечена.

Для сечения Б – Б: ступенчатый переход с галтелью

Для сечения Б-Б:

;

;

Определение геометрических характеристик опасных сечений вала:

Определение действующих напряжений:

Запас прочности:

Значение общего коэффициента запаса прочности в сечении Б-Б

>, значит, статическая прочность в сечении Б-Б обеспечена.

5.4  Проверка промежуточного вала на усталостную прочность

Опасными сечениями являются сечения 1 – 1 и 2 – 2.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вала вычисляем общий коэффициент S запаса прочности:

,

где и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

, 

,

где и – коэффициенты снижения предела выносливости; и – пределы выносливости материала вала; и – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла нагружений для рассматриваемого сечения.

Для сечения А – А: сечение вала с шпоночным пазом 

В сечении А-А источником концентрации напряжений являются шпоночный паз, выполненный концевой фрезой, и натяг при установке колеса на вал.

Значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений для шпоночного паза /6/:

;

.

Значения коэффициентов влияния абсолютных размеров поперечного сечения /6/:

.

Значения коэффициентов и для соединения с натягом /6/:

;

.

Значения коэффициентов влияния качества поверхности при шероховатости Ra=3,2 мкм для шпоночного паза /6/:

;

.

Значения коэффициентов влияния качества поверхности при шероховатости Ra=0,8 мкм для соединения с натягом /6/:

;

.

Значение коэффициента влияния поверхностного упрочнения /6/:

.

Значения коэффициентов снижения предела выносливости для шпоночного паза:

;

.

Значения коэффициентов снижения предела выносливости для соединения с натягом:

;

.

Из полученных значений коэффициентов снижения выносливости в сечении 2-2 выбираем для расчета коэффициенты с наибольшими значениями и .

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

;

;

;

.

Коэффициенты запаса:

;

.

.

Значение общего коэффициента запаса прочности в сечении А-А

>, значит, усталостная прочность в сечении А-А обеспечена.

Для сечения 2-2: ступенчатый переход с галтелью

Значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений для ступенчатого перехода с галтелью принимаем по графикам /6/:

;

;

Значения коэффициентов влияния абсолютных размеров поперечного сечения /6/:

.

Значения коэффициентов влияния качества поверхности при шероховатости  :

;

.

Значение коэффициента влияния поверхностного упрочнения /6/:

.

Значения коэффициентов снижения предела выносливости:

;

.

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

;

;

;

.

Коэффициенты запаса:

;

.

.

Значение общего коэффициента запаса прочности в сечении Б-Б

>, значит, усталостная прочность в сечении Б-Б обеспечена.

6 Расчет подшипников на долговечность

  Исходные данные:

1. Частота вращения вала ;

2. = Н; = Н;

3. Тип подшипника 207;

4. Условие работы подшипникового узла. Тип нагрузки - нереверсивная, спокойная, температура подшипникового узла меньше 100°С;

5. = 12000 ч - требуемый ресурс

Расчет подшипников на долговечность:

1. Расчёт проводим по наиболее нагруженному подшипнику – точка A.

2. По каталогу /2, табл. 24.10/, для принятого подшипника, выписываем значения базовых динамической и статической радиальных грузоподъемностей:

3. Определяем соотношение , где - осевая нагрузка (для прямозубых цилиндрических колес);

Коэффициент осевого нагружения e=0 при .

Т. к. отношение , то X=1; Y=0.

4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:

Н,

где V - коэффициент вращения (V=1);

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки на долговечность подшипника; - при спокойной нагрузке; 

- коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника; .

Для подшипников, работающих при переменных режимах нагружения, задаваемых циклограммой нагрузок (рис.1.2), определяют приведенную эквивалентную динамическую нагрузку по следующей зависимости:

5. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:

Оцениваем пригодность намеченного подшипника по условию:

данный подшипник удовлетворяет условию.

  7 Описание конструкции

  В данном курсовом проекте спроектирован двухступенчатый цилиндрический редуктор по развернутой вертикальной схеме.

Редуктор предназначен для передачи 7,5 кВт мощности, обеспечивает на выходе момент 867,34 Нм при частоте 65 об/мин, при этом ресурс должен быть не менее 12000 часов. Передаточное число редуктора 22,15.

Корпус выполнен разъемным, состоит из основания, промежуточного  корпуса и крышки. Основной корпус, промежуточный корпус и крышку фиксируют относительно друг друга установочными штифтами, без зазора. Крепление корпуса к полу обеспечивается 4-мя болтами М10.

Ходовая часть редуктора состоит из входного вала-шестерни, промежуточного вала-шестерни, выходного вала и двух зубчатых колес. Вся ходовая часть выполнена из единого материала - стали 25ХГМ. Для рабочей поверхности зубьев в качестве поверхностного упрочнения применена термообработка - улучшение и закалка ТВЧ.

Крышки подшипников – закладные. В крышках с отверстием в качестве уплотнителя применяют манжеты.

Система смазывания редуктора - картерная, используется масло
И-Г-А-46. С целью удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса предусмотрено отверстие под пробку. Для слива масла днище картера выполняют под углом 1-3 о. Для контроля уровня масла применяется жезловый указатель.

Основным преимуществом редуктора, выполненного по развернутой вертикальной схеме – технологичность изготовления и малые габариты в вертикальной плоскости.

Недостатки данной схемы – большие габариты в горизонтальной плоскости.

Список используемых источников:

1.        Проектирование цилиндрических зубчатых редукторов. Методические  указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» /Уфимский государственный авиационный технический университет, Сост.: , ,  Уфа, 2009.-53с.;

2.        , Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов.  8-е изд., перераб. и доп.  М.: Издательский центр «Академия»., 2004  496 с.

3.        Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч. 1/, и др.; Под общ ред. д-ра техн. Наук проф. .-5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1992.-352 с: ил.

4.         Расчет валов цилиндрических редукторов на статическую и усталостную прочность: Методические указания к курсовому проектированию / Уфимский государственный авиационный технический университет; Сост.: , , . – Уфа, 2008. – 62с.

5.        Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / , , и др.- 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.: ил.

Из за большого объема этот материал размещен на нескольких страницах:
1 2 3 4 5 6