СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ТЕХНИЧЕСКИЙ ПРОЕКТ

Проверка опасного сечения тихоходного вала

           на долговечность*

    Оценку сопротивления усталости вала выполняют по величине общего коэффициента запаса прочности S [7, c.169], [8, c.325]:

S = SsSt / (Ss2 + St2 )1/2 > [S ] = 1,5...2,5,                      (3.1)

где Ss = s–1 / (KsD sИ) – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба при симметричном цикле (R = –1, sm = 0, sa = smax = sи; sи = 103M / W);

  St = 2t–1/ (KtD +yt)tK – коэффициент запаса прочности по касательтным напряжениям кручения при отнулевом цикле (R = 0, tm = ta = tmax / 2 = tK / 2; tK = 103T / WP );

   KsD = (Ks / K ds +1/KFs – 1) /KV и KtD = (Kt / K dt + 1/KFt – 1) / KV -- коэффициенты снижения пределов выносливости реальной детали по сравнению с пределами (s–1, t–1) образцов;

    yt – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.

    В сответствии с рисунком 2.5 и таблицей 2.7 на валу два опасных сечения (по близким величинам моментов M = 538 и 629,4 Н×м).

Концентраторы напряжений:

    сечение 1 – посадка с натягом подшипника, Æ55 L0/ k6.

    сечение 2 – посадка с натягом колеса z2T Æ56 H7/ r6 и шпоночный паз

16 ´ 10 ´ 6, где t1 = 6 мм – глубина паза на валу.

    Влияние на усталость посадки с натягом подшипника (при том же d) на

10% ниже [7, c.171], чем посадки с натягом зубчатого колеса, поэтому в

дальнейшем сечение 1 не рассматриваем.

Примечание * – Проверка выполняется для того вала, для которого в проекте по заданию руководителя разработан рабочий чертеж.

П а р а м е т р

[7, c.170, 171]

Концентратор в сечении 2

Примечание

посадка z c натягом шпоночный паз

1 Эффективный коэффициент концентрации напряжений

Ks = 2,2 Kt = 2,05

sВ = 900 МПа

d = 56 мм

2 Коэффициент влияния абсолютных размеров сечения

K ds = 0,83 K dt = 0,72
3 Отношение                        Ks / K ds = 4,6 Kt / K dt = 2,75 2,65 2,85  

     Так как Ks / K ds = 4,6 от посадки больше, чем от шпоночного паза (2,65) при незначительной разнице Kt / K dt , то [7, c.170] дальше расчет ведем

с учетом натяга от посадки колеса z2T.

    Коэффициенты влияния качества поверхности [7, c.170] при чистовом шлифовании (R а = 0,8...1,6) KFs = 0,89; KFt = 0,94.

    Коэффициент влияния поверхностного упрочнения [7, c.170]:

КV = 1– без упрочнения. Тогда

KsD = (4,6 + 1 / 0,89 – 1) / 1 = 4,72; KtD = (2,75 + 1 / 0,94 – 1) / 1 = 2,81.

    Пределы выносливости образцов материала: сталь 45 [7, c.165] при D £ 80 мм и Н ³ 270 НВ s–1 = 410 МПа, t–1 = 230 МПа; коэффициент Yt = 0,1.

    Момент сопротивления "нетто" (за вычетом шпоночного паза) поперечного сечения [7, c.166]:

    а) на изгиб Wнетто = WWшп ,

где W = pd3 / 32 = p×563/ 32 = 17,24×103 мм3.– момент сопротивления

сплошного вала ("брутто").

Wшп = bh(2dh)2/ (16d) = 16×10 (2×56 – 10)2/ (16×56) = 1,86×103 мм3– момент

сопротивления шпоночного паза;

              Wнетто = (17,24 – 1,86)103 = 15,38×103 мм3

б) на кручение

              W Рнетто = 2WWшп = (2×17,24 – 1,86)103 = 32,62×103 мм3.

    Напряжения:

    а)  изгиба        sИ = 103М / Wнетто = 103×629,4 / (15,38×103) = 40,9 МПа;

б) кручения tК = 103Т / W Рнетто = 103×928 / (32,62×103) = 28,4 МПа.

    Коэффициенты: Ss = 410 / (4,72× 40,9) = 2,19;

    St = 2×230 / [(2,81 + 0,1)28,4] = 5,57;

    S = 2,19×5,57 / (2,192 + 5,572)1/2 = 1,98 » [S ] = 1,5...2,5 [7, c.169].

    Сопротивление усталости в течение заданного срока службы в опасном сечении тихоходного вала обеспечивается.

    3.2 Расчет болтов крепления редуктора к раме.

    Схемы нагружения и стыка редуктора с размерами даны на рисунке 3.1

 

 


Рисунок 3.1 Расчетная схема стыка.

    Внешняя нагрузка на редуктор: TБ = 63,1 Н×м; TT = 928 Н×м; FM = 5275 H; FP = 818 H.Болты (с. , таблица 2.4): М16, d1 = 13,835 мм; количество z = 4; диаметр отверстия под болт d0 = 18 мм.

    Длины, необходимые для расчета, взяты с чертежа редуктора.

    Собственной массой редуктора пренебрегаем в запас прочности.

Нагрузка на стыке: Fx = 0; F y = FM = 5275 H; F z = FP = 818 H (сжимающая); M x = TT + FP(0,255 + 0,032) = 928 + 818×0,287 = 1163 Н×м; M y = TБ = 63,1 Н×м;

T z = FМ×(0,08 + 0,062) = 5275×0,142 = 749 Н×м

    Под действием F y и T z происходит сдвиг в плоскости стыка;

M x, M y, Fz вызывают отрыв (сжатие) стыка перпендикулярно его плоскости.

    Наиболее нагруженный болт № 2.

    Внешние усилия в зоне наиболее нагруженного болта [8, c.113]:

    F Tz = 103T z / (zr),

где r = (x12 + y12)1/2 = (1052 + 2252)1/2 = 248 мм – расстояние от центра масс

стыка О до оси болта № 2;

     F Tz = 103×749/ (4×248) = 755 Н ;

     F Fy = F y / z = 5275 / 4 = 1319 Н; cosg = x1 / r = 105 / 248 = 0,4274;

    Сдвигающая сила, приходящаяся на болт № 2 (рисунок 3.1): FS = (F T z2 ++ F F y2 +2F T z F F y cosg)1/2 = (7552 + 13192 + 2×755×1319×0,4274)1/2 = 1778 H;

    FF z = F z / z = 818 / 4 = 205 H (сжимающая сила);

    F М x = 103M x / (4y1) = 103×1163 / (4×225) = 1292 H;

    F М y = 103M y / (4x1) = 103×63,1 / (4×105) = 150 H.

    Отрывающая сила в зоне болта № 2:

    F = F М x + F М yF F z = 1292 + 150 – 205 = 1237 H.

    Усилия предварительной затяжки:             а) на сдвиг:

    Fзат1 = k1 FS / (if ) – FF z = 1,5×1778 / (1×0,15) – 205 = 17575 H,          

где k1 = 1,5 – коэффициент запаса сцепления на сдвиг (k1 = 1,5...2);       

   i = 1 – число стыков в соединении; f = 0,15 – коэффициент трения на стыке;

    б) на отрыв :

    Fзат2 = k2(1 – c)[ – F z + 103Aст (M x / WстX + M y / WстY)] / z ,

где k2 = 2 – коэффициент запаса на отрыв: при F– const (k2 = 1,5...2);    

   c = 0,25 – коэффициент внешней нагрузки при жестком стыке;

  WстX  = IстX / ymax , WстY = IстY / xmax – моменты сопротивления стыка

изгибу (приближенно, ввиду малости влияния отверстий d0 под болты, допуска-

ется вычислять без их учета):

   IстX = 2bl3/ 12 = bl3/ 6 = 60×5103/ 6 = 1326,5×106 мм4,

    ymax = 255 мм, WстX =   1326,5×106/ 255 = 5,2×106 мм3;

IстY = 2(b3l / 12 + bl×x12) = bl(b2/ 6 +2×x12) = 60×510(602/ 6 +2×1052)=18,4×106 мм4;  

    xmax = 125 мм          WстY = 18,4×106/ 125 = 0,147×106 мм3;   

Aст = 2bl = 2×60×510 = 61,2×103 мм2 – площадь стыка;

    Fзат2 = 2(1 – 0,25)[– 818 + 61,2 (1163 / 5,2 + 63,1/ 0,147)] / 4 = 14677 H Так как Fзат1 > Fзат2 , то дальнейший расчет проводится с учетом Fзат1.

    Расчетная сила на оси болта :

    FБ = 1,3 Fзат1 + cF = 1,3×17575 + 0,25×1237 = 2315 Н.

    Расчетное допускаемое напряжение на разрыв болта

    [sР]' = 4 FБ./ (pd12) = 4×23157/ (p×13,8352)=154 МПа

    Требуемая величина предела текучести    sТ' = [sР]'×[s],       

где [12, c.16] [s] = 2200k / [900 – (70000 – FБ)2×10–7] = 2200×1/ [900 – (70000 –

–23157)2×10–7] = 3,23 – коэффициент безопасности при неконтролируемой затяжке.               Тогда sТ' = 154×3,23 = 497 МПа.

    Исходя из sТ ³ sТ', принимаем класс прочности болтов 6.8, для которого sТ = 480 МПа (DsТ = 3,5% < [DsТ] = ±5% , что допустимо).

    Потребное усилие рабочего при затяжке гаек стандартным ключем:

Fраб¢= Fзат / 70 = 17575 / 70 = 251H,

что в пределах допустимого [Fраб] = 200...300 H.

    Таким образом, назначаем [7, c.437]

    БОЛТ М16–6g ´ 55.68.016 ГОСТ 7796–70, где длина (l = 55 мм)

определена по чертежу общего вида привода.

 

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

  

1  Энергетический и кинематический расчеты приводов: Метод. указания по дисциплине “ Детали машин “ для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов.- Н.Новгород , 2000. – 27 c.

2 Зубчатые и червячные передачи. Ч.I: Проектировочный расчет: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Ю.П.Кисляков, Л.Т.Крюков.- Н.Новгород, 2000.- 31c.

3 Зубчатые и червячные передачи. Ч.II: Проверочный расчет. Силы в зацеплениях: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Ю.П.Кисляков, Л.Т.Крюков.- Н.Новгород,  2001.- 24 с.

4 Зубчатые и червячные передачи. Ч.III: Примеры расчетов: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Ю.П.Кисляков, Л.Т.Крюков, М.Н.Лукъянов.- Н.Новгород, 2001.- 31с.

5 Ременные передачи. Ч.I: Методика расчета: Метод. указания по дисципли-не “Детали машин” для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Н.В.Дворянинов, Ю.П.Кисляков. Н.Новгород, 1999.- 31 с.

6 Ременные передачи. Ч.II: Примеры расчета: Метод. указания по дисцип-лине “Детали машин” для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Н.В.Дворянинов, Ю.П.Кисляков.- Н.Новгород, 1999.-16 с.

7 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- М.: Высш. шк., 2001.- 447 с.

8 Решетов Д.Н. Детали машин.- М.: Машиностроение, 1989.- 496 с.

9 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.- М.: Высш. шк., 1984.- 336 с.

10 Подбор подшипников качения: Метод. указания по дисциплине “Детали машин” для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов.- Н.Новгород, 1993.- 33 с.

11 Иванов М.Н. Детали машин.- М.: Высш. шк., 1998.- 383 с.

12 Соединения: Метод. указания к домашней работе по дисциплине “Детали машин” для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов, Н.В.Дворянинов, Ю.П.Кисляков.- Н.Новгород, 1998.- 23 с.

13 Правила оформления пояснительных записок и чертежей: Метод. указания по дисциплине “Детали машин” для студентов всех спец. и форм обучения / НГТУ; Сост.: А.А.Ульянов и др.- Н.Новгород, 2000.- 35 с.

 

 

Содержание

 

Предисловие .............................................................................. 3
Содержание проекта ............................................................ 5
Техническое задание ……………………………………….... 6
1 Техническое предложение ………………………………..... 8
  1.1 Введение …………………………………………….………. 8
  1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода ..…... 8
  1.3 Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора ….  11
  1.4 Предварительный расчет диаметров валов ………………. 16
  1.5 Расчет ременной передачи ………………………………… 16
  1.6 Подбор муфт ………………………………………………... 21
2 Эскизный проект …………………………………………..... 21
  2.1 Основные параметры привода …………………………….. 21
  2.2 Проверочный расчет зубчатых передач редуктора ………. 22
  2.3 Конструкция зубчатых колес ……………………………… 27
  2.4 Конструктивные элементы редуктора ……………………. 28
  2.5 Смазка зацеплений и подшипников ………………………. 28
  2.6 Усилия в передачах ……………………………………….... 30
  2.7 Проверочный расчет валов на изгиб и кручение ………… 32
  2.8 Подбор подшипников качения …………………………….. 36
  2.9 Расчет шпоночных соединений ……………........................ 36
3 Технический проект ……………………………………….... 39
  3.1 Проверка опасного сечения тихоходного вала на долговечность ………………………………………….……   39
  3.2 Расчет болтов крепления редуктора к раме ………………. 40
4 Список использованных источников …………………. 43

 

 


Дата добавления: 2021-05-18; просмотров: 108; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:




Мы поможем в написании ваших работ!