|
Реферат: Основы конструирования элементов приборов (Технология)
Содержание
Введение . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. . . . . . . . 3
Задание . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. . . . . . . . 5
1 Расчет геометрических параметров . . . . . . . . . . . . . . 7
2 Проверочный расчет червячной пары на прочность 8
3 Расчет вала червяка (Построение эпюр) . . . . . . . . . . 10
4 Выбор подшипников . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. 12
5 Расчет шкалы . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. . . . . 14
6 Расчет редуктора на точность . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15
Литература . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. . . . . . 17
Приложение 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. . . . . 18
Приложение 2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. . . . . 19
Введение
Механизм поворота и отсчета аттенюатора. Прибор предназначен для
уменьшения мощности сигнала в известное число раз. Аттенюатор
характеризуется вносимым в тракт затуханием, т.е. отношением мощностей на
входе и выходе.
[pic]
Рисунок 1 – Волноводный аттенюатор.
В данном случае прибор относится к числу аттенюаторов, обеспечивающих
затухание за счет поглощения мощности материалом, помещенным в
электромагнитное поле. Схема аттенюатора для круглого волновода,
возбуждаемого волной, показана на рисунке 1. Здесь 1 и 3 – неподвижные
участки волновода, 2 – его вращающийся участок. Когда все три поглощающие
пластины П во всех участках волновода лежат в одной плоскости, то затухание
близко к нулю. По мере
поворота поглощающей пластины 2 во вращающейся части волновода затухание на
выходном конце волновода увеличивается.
Проанализировав данный узел можно составить структурную схему
взаимодействия узлов и механизмов аттенюатора.
На рисунке 2 в механизме условно выделены следующие составляющие
звенья: волноводы, которые в свою очередь можно разделить на подвижные и
неподвижные, и отсчетное устройство – собственно шкалу. Два последних звена
непосредственно контактируют с червячным редуктором.
Механизм поворота
и отсчета аттенюатора
Волноводы Отсчетное устройство
Неподвижные Подвижные Шкала
Редуктор
Рисунок 2 – Структурная схема механизма поворота
и отсчета аттенюатора
Задание
Разработать конструкцию механизма поворота поглощающей пластины П
центрального волновода 2 поляризационного аттенюатора в сочетании с
отсчетным устройством по кинематической схеме, исходным данным (Таблица 1)
и следующим техническим требованиям:
1) затухание сигнала в волноводе 3 обеспечить поворотом волновода 2 с
пластиной П на угол от (=0 до (=(max. Затухание А в децибелах
определяют по формуле [pic];
2) пластину П изготовить из двойного слоя слюды толщиной 0,25 мм с
нанесением поглощающего слоя из графита;
3) отверстия входного 1 и выходного 3 волноводов выполнить прямоугольными
с размерами 12(28 мм. На торцах предусмотреть контактные фланцы;
4) соединение центрального подвижного волновода с неподвижным выполнить
дроссельными фланцами;
5) для улучшения электрических характеристик контура контактные и
токопроводящие поверхности серебрить.
Из условия задачи имеем следующие исходные параметры:
- передаточное число червячной передачи и=12;
- заходность червяка z1=4;
- число зубьев на колесе z2=48;
- модуль зацепления m=1 мм.
Таблица 1. Исходные параметры
|Постоян-н|Наибольшая относительная |Диапазон |Внутренний |Диаметр |
|ая |погрешность настройки и |затухания |диаметр |шкалы |
|затуха-ни|отсчета | |центрального |отсчетного |
|я М | | |волновода |устройства |
| |( ([0;45(] | ( ([45(;(max]|Аmax| |dв,мм |Dш,мм |
| | | | |Amin| | |
|-45 |0,5 |2,0 |70 |0 |32 |140 |
1 Расчет геометрических параметров
Производим анализ технического задания: из условий следует, что
делительный диаметр червячного колеса должен обеспечивать минимально
необходимую высоту колеса над втулкой волновода. Выполним проверку этого
условия.
Делительный диаметр червячного колеса [pic](мм).
Внутренний диаметр волновода dв=32 мм.
Отсюда видно, что диаметральная разность r=d2-dв=48-32=16 (мм),
что конструктивно не исполнимо.
Увеличиваем число зубьев на колесе z2=80.
Производим пересчет передаточного числа u=z2/z1=80/4=20.
Производим расчет геометрических параметров редуктора.
1 Ход червяка p1=(mz1=12,56(мм);
2 Угол подъема винта червяка (=[pic]=11(19(
где q=20 – коэффициент диаметра червяка по ГОСТ 2144-76;
3 Межосевое расстояние aw=0,5(m(z2+q)=50 (мм);
4 Делительный диаметр червяка d1=m(q =20 (мм);
5 Делительный диаметр червяка d2=m(z2=80 (мм);
6 Длинна нарезной части червяка b1(2m([pic])=2((8,9+1)=19,8(мм)
принимаем b1=30 (мм);
7 Высота витка h1=h1*(m=2,2 (мм)
тут h1*=2 ha*+c1*=2(1+0,2=2,2;
8 Высота головки ha1= ha*(m=1 (мм);
9 Диаметр вершин червяка da1=m(q+2 ha*)=20+2(1=22 (мм);
10 Диаметр вершин колеса da2=d2+2ha*m=80+2(1(1=82 (мм);
11 Диаметр впадин червяка
df1=d1-2m(ha*+с1*)=20-2(1+0,2)=17,6 (мм);
12 Диаметр впадин колеса
df2=d2-2m(ha*+с2*)=80-2(1+0,2)=77,6(мм);
13 Радиус кривизны (t1=(t2= m (t* =0,3(1=0,3 (мм);
14 Ширина венца b2=0,75d1=0,75(20=15 (мм);
15 Угол обхвата
(=[pic]44(14(
16 Радиус дуги, образующей кольцевую поверхность вершин зубьев червячного
колеса R=0,5d1- mha*=0,5(20-1(1=9 (мм).
2 Проверочный расчет червячной пары на прочность
При расчетах принимаем, что к валу червяка приложен крутящий момент
М1=Мвх=1 Нм.
1 Определяем КПД редуктора
(=0,93tg((ctg((+()=0,93tg11(19((ctg(11(19(+1(43()=0,8
где (=arctg f=arctg0,03=1(43(.
Момент на выходе редуктора [pic](Нм).
2 Определяем силы, действующие в зацеплении
[pic](Н), [pic](Н)
[pic](=145,6(Н)
3 Проверка по контактным и изгибающим напряжениям
[pic],
из [3] для пары бронза-сталь [pic];
[pic]
для материала БрОНФ10-1-1 при центробежном литье предельнодопустимое
напряжение [(н]=210Мпа [3,табл.20], откуда следует (н ([(н].
[pic](Мпа),
тут YF – коэффициент формы зуба, что зависит от эквивалентного числа
зубьев [pic]. На основании [9,табл.3.1] выбираем YF=1,34. Коэффициенты
КН и КF принимаются равными 1, исходя из того, что редуктор
выполняется при высокой точности, скорость скольжения Vск [(]k.
Перенапряжение составляет:
(k - [(k] / [(k] ( 100(
670 - 550 / 550 ( 100( = 18(,
Что недопустимо, с целью уменьшения динамических нагрузок назначаем
для передачи 7x10, 8-ю степень точности изготовления зубьев.
Ккц = 1.3 : Кдин = 1.3 .
K = 1.3 ( 1.3 = 1.69
(k = (k ( ( K’/K = 650.6 ( ( 1.69 / 2.1 = 574.1 ,н/мм2
Перенапряжение составляет:
574.1 - 550 / 550 ( 100( = 5(,
что приемлемо.
3.8.7. Определяем силы действующие в зацеплении.
Окружное усилие:
P2 = 2Мп / dд1 , н
P2 = 2(172.9(103 / 102 = 3390, н
Радиальное усилие:
T2 = P2 ( tg20( , н
T2 = 3390 ( tg20( = 1234 , н
3.8.8. Проверяем прочность зубьев по напряжениям изгиба.
(u = Pp / ( y(B(m(knu ) , н/мм2
где y - коэффициент формы зуба по табл. 3.4 [2], knu = 1 для прямозубых
колес.
Проведем сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и
колеса:
Z7 = 34 ; y1 = 0.430
Z10 = 94 ; y2 = 0.479
Для шестерни:
y7[(0]’u = 0.430 ( 256 = 110.1 ,н/мм2
Для колеса:
y10[(0]’u = 0.479 ( 214 = 102.6 ,н/мм2
Дальнейший расчет ведем по зубу колеса как менее прочному.
Расчетное окружное усилие:
Pp = P2p = K(P = 1.69 ( 3390 = 5729 ,н
В = В3 = 40 ,мм
Расчетное (рабочее) напряжение изгиба в опасном сечении зуба колеса Z3:
(u = 5729 / ( 0.479 (40(3(1 ) = 99.67 н/мм2 ,
[(0]’’u = 214 ,н/мм2
(u < [(0]’’u.
3.9. Определение геометрических параметров зубчатых колес и коробки
скоростей.
На основании принятых межосевых расстояний , и модуле зубчатых колес,
который является одинаковым для первой и второй ступени коробки скоро-
стей, что повышает ее технологичность.
При определении количества зубьев зубчатых колес необходимо соблю-
дать равенство сумм чисел зубьев всех пар зубчатых колес каждой ступени.
Это условие определяется так:
Z1 + Z3 = Z2 + Z4
Z5 + Z8 = Z6 + Z9 = Z7 + Z10.
При этом минимальное число зубьев шестерен должно быть меньше 20.
Так же необходимо обратить внимание на то, что расстояние между двумя
зубчатыми колесами одной и той же ступени должны быть больше, чем ши-
рина блока шестерен. Только при таком условии блок шестерен может быть
выведен из зацепления. Количественно это можно выразить так:
l0 = 2.1 ( b + ( ,мм
где l0 - расстояние между торцами колес,
b - ширина венцов шестерен,
( - ширина канавки между шестернями в блоке шестерен.
Расчет параметров зубчатых зацеплений ведется на основе формул:
Число зубьев шестерни:
Zш = 2Ат / m(1+i)
где m - модуль зубчатого колеса,
Ат - межосевое расстояние мм,
i - передаточное отношение
Число зубьев колеса:
Zк =Zш ( i
Геометрические параметры:
dд ш = m ( Z1,мм
dд к = m ( Z2 ,мм
De ш = dд1 + 2m ,мм
De к = dд2 + 2m ,мм
Di ш = dд1 - 2.5m ,мм
Di к = dд2 - 2.5m ,мм
где m - модуль зубьев,
( - коэффициент отношения ширины колеса к диаметру.
Расчет зубчатой пары Z2 x Z4 :
Z2 = 2 ( 160 / 3((1.3 + 1) = 46
Z4 = 46 ( 1.3 = 60
dд 2 = 3 ( 46 = 138,мм
dд 4 = 3 ( 60 = 180 ,мм
De2 = 138 + 2 ( 3 = 144,мм
De4 = 180 + 2 ( 3 = 186 ,мм
Di 2 = 138 - 2.5 ( 3 = 130.5 ,мм
Di4 = 180 - 2.5 ( 3 = 172.5 ,мм
Расчет зубчатой пары Z5 x Z8 :
Z5 = 2 ( 200 / 3((2.3 + 1) = 38
Z8 = 38 ( 2.3 = 90
dд 5 = 3 ( 38 = 114,мм
dд 8 = 3 ( 90 = 270 ,мм
De5 = 114 + 2 ( 3 = 120,мм
De8 = 270 + 2 ( 3 = 276 ,мм
Di 5 = 114 - 2.5 ( 3 = 106.5 ,мм
Di8 = 270 - 2.5 ( 3 = 162.5 ,мм
Расчет зубчатой пары Z6 x Z9 :
Z6 = 2 ( 200 / 3((2 + 1) = 42
Z9 = 46 ( 2 = 86
dд 6 = 3 ( 42 = 126,мм
dд 6 = 3 ( 86 = 258 ,мм
De6 = 126 + 2 ( 3 = 120,мм
De9 = 258 + 2 ( 3 = 176 ,мм
Di 6 = 126 - 2.5 ( 3 = 118.5 ,мм
Di9 = 258 - 2.5 ( 3 = 150.5 ,мм
Проверим равенство сумм зубьев всех пар зубчатых колес:
Z1 + Z3 = Z2 + Z4 = 42 + 64 = 46 + 60 = 106
Z5 + Z8 = Z6 + Z9 = Z7 + Z10 = 38 + 90 = 42 + 86 = 34 + 94 = 128
Определим расстояние между торцами колес:
l1x2 = 2.1 ( 32 + 12 = 79 ,мм
l8x9x10 = 2.1 ( 40 + 12 = 96 ,мм
Сводная таблица параметров зубчатых колес:
Табл. 3.9.
|колесо |m |Z |dд |Di |De |B |
|1 |3 |42 |126 |118.5 |132 |32 |
|2 |3 |46 |138 |130.5 |144 |32 |
|3 |3 |64 |192 |184.5 |198 |32 |
|4 |3 |60 |180 |172.5 |186 |32 |
|5 |3 |38 |114 |106.5 |120 |40 |
|6 |3 |42 |126 |118.5 |132 |40 |
|7 |3 |34 |102 |94.5 |108 |40 |
|8 |3 |90 |270 |268.5 |276 |40 |
|9 |3 |86 |258 |250.5 |264 |40 |
|10 |3 |94 |282 |274.5 |288 |40 |
4. Расчет валов.
4.1. Расчет I - го вала.
4.1.1. Предварительный расчет диаметра вала находим из условия прочности
на кручение по формуле:
d = ( T / 0.2 ( [(] ,мм
где Т - крутящий момент , Н(мм,
[(] - допускаемое условное напряжение при кручении, Н/мм2
при ориентировочном расчете [(] = 20 ... 25 Н/мм2.
d = ( 131.6 ( 103 / 0.2 ( 20 = 32.4 мм
4.1.2. Проектный расчет вала.
T T = 666.1 н
P = 1830.2 н
А P В
-T ( 31 + Rb ( 173 = 0
Rb = 666.1 ( 31 / 173 = 119.35
Ra Rb Ra = 666.1 -
119.55 = 567.74
Rb = P ( 31 / 173
Rb = 1830.2 ( 31 / 173 = 327
Ra = 1830.2 - 327 = 1502.3
Ra Rb
4.1.3. Определим суммарные реакции в опорах по формулам:
A = ( Ra2y + Ra2x ,н
B = ( Rb2y + Rb2x ,н
подставим значения:
A = ( 567.742 + 1502.32 = 1606 ,н
B = ( 119.352 + 3272 = 348.1 ,н
4.1.4. Принимаем материал вала - сталь 45.
Масштабный фактор (( = 0.8, коэффициент учитывающий упрочнение
поверхности ( = 0.96, значение K( = 1.7, s = 3.
4.1.5. Определим коэффициент долговечности. Номинальное число часов
работы за весь срок службы:
Lh = 365 ( 24 ( L ( Kr ( Kc ,ч
где L - долговечность, 8 лет,
Kr - коэффициент использования в течении года = 0.8,
Kc - коэффициент использования в течении суток = 0.33.
Lh = 365 ( 24 ( 8 ( 0.8 ( 0.33 = 18500 ,ч
Число циклов нагружений определяется по формуле:
N( = 60 ( Lh ( n ,
где n - число оборотов об/мин.
N( = 60 ( 18500 ( 725 = 80475 ( 104
Эквивалентное число циклов определяется по формуле:
KL = ( No / NE ,
где No - базовоечисло циклов переменного напряжения = 5(106
NE - определяется как:
NE = N( ( (1m ( 0.2 + 0.75m (0.5 + 0.2m ( 0.3) ,
где m - показатель степени кривой выносливости = 8
NE = 80475(104 ( (18 ( 0.2 + 0.758 (0.5 + 0.28 ( 0.3) = 191(106
KL = ( 5(106 / 191(106 = 0.7 < 1 ,
принимаем KL = 1.
4.1.6. Определяем допускаемое напряжение для материала вала по формуле:
[(-1] = (-1 ( ( (( (KL / ( [s](K( ) , н/мм2
где (-1 - предел выносливости материала при изгибе с симетричным циклом
изменения напряжения = 432,
( - масштабный фактор = 0.91,
( - коэффициент учитывающий упрочнение поверхности = 0.96,
KL - коэффициент долговечности = 1,
[s] - коэффициент безопасности = 3,
K( - эффективный коэффициент концентрации напряжения = 1.7
[(-1] = 432 ( 0.91 ( 0.96 ( 1 / ( 3 ( 1.7 ) = 75 ,н/мм2
4.1.7. Определим диаметры вала в опасных сечениях под колесами Z1 и Z2.
d’ = ( МЕ / 0.1 ( [(-1] , мм
где МЕ - момент на валу = 115.3(103 н.
d’ = ( 115.3(103 / 0.1 ( 74 = 24.9 мм ,
принимаем вал диаметром 30 мм.
4.1.8. Определим момент сопротивления сечения вала.
W = (((d3 / 32) - b(t1((d-t1)2 / 2d, мм3
где d - диаметр вала = 30 мм
b - ширина шпоночной канавки, мм
W = (((303 / 32) - 8(4((30-4)2 / 2(30 = 2290, мм3
4.1.9. Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле
изменения напряжения изгиба.
(a = M / W = 17600 / 2290 = 8, н/мм2
4.1.10. Коэффициент безопасности по сечению изгиба.
S( = (-1 ( KL / ( (K( /(((( ) ((a + (( ((m) ,
где K( - эффективный коэффициент концентрации напряжений = 2.15
( - коэффициент учитывающий обработку (шлифование) = 0.95
(( - масштабный фактор = 0.84
(m - составляющая цикла изменения напряжений = 0
(( - коэффициент чувствительности материала = 0.12
S( = 432 / ( (2.15 /0.95(0.84) ( 8 + 0) = 18,
4.1.11. Коэффициент безопасности по кручению определяется по формуле:
Wp = (((d3 / 16)- b(t1((d-t1)2 / 2d, мм3
где d - диаметр вала = 30 мм
b - ширина шпоночной канавки, мм
Wp = (((303 / 16)- 8 ( 4 ( (30-4)2 / 2(30 = 4940.9 , мм3
4.1.12. При непрерывном вращении вала напряжения кручения изменяются
по пульсирующему циклу, поэтому переменные составляющие (амплитуда) и
постоянные состовляющие (среднее напряжение) цикла определяем по фор-
муле:
(а = (m = (max / 2 = 1/2 ( T / Wp = 1/2 ( 131600 / 4940.9 = 13.3 н/мм2
4.1.13. Определим коэффициент безопасности по кручению.
S( = (-1 ( KL / ( (K( /(((( ) ((a + (( ((m) ,
где (-1 - предел выносливости по кручению = 255 н/мм2 ,
K( - эффективный коэффициент концентрации напряжений = 2.05
( - коэффициент учитывающий обработку (шлифование) = 0.95
(( - масштабный фактор = 0.84
(( - коэффициент чувствительности материала = 0.7
S( = 255 / ( (2.05 /0.95(0.84 ) (13.3 + 0.07 ( 8.12) = 7.3 ,
4.1.14. Общий коэффициент безопасности сосотавит:
S = S( ( S( / ( S2( + S2( = 18 ( 7.3 / ( 182 + 7.32 = 4.8 > [s] = 2.5
4.2. Расчет I I I- го вала.
4.2.1. Предварительный расчет диаметра вала находим из условия прочности
на кручение по формуле:
d = ( T / 0.2 ( [(] ,мм
где Т - крутящий момент , Н(мм,
[(] - допускаемое условное напряжение при кручении, Н/мм2
при ориентировочном расчете [(] = 20 ... 25 Н/мм2.
d = ( 555 (103 / 0.2 ( 20 = 49 мм
4.2.2. Проектный расчет вала.
T T = 1234 н R = 16213 н
P = 3390 н
А P В R
P ( 307 + Rb ( 342 - R ( 382 = 0
Rb = (16213(382-3390(307) /
/ 342 = 15066.2
Ra P Rb - Ra(342-
P(35+16213(40/342 =
= 2243.8
Rby = 35/342 ( T = 154
Ray = 307/342 ( T = 1344
Проверка:
Ra T Rb Ra - P - Pb + R = 0
2287.8 -3390 -15066.2+16213 = 0
4.2.3. Определим суммарные реакции в опорах по формулам:
A = ( Ra2y + Ra2x ,н
B = ( Rb2y + Rb2x ,н
подставим значения:
A = ( 15066.22 + 2243.82 = 15232 ,н
B = ( 13442 + 1542 = 1352.8 ,н
4.2.4. Принимаем материал вала - сталь 45.
Масштабный фактор (( = 0.8, коэффициент учитывающий упрочнение
поверхности ( = 0.96, значение K( = 1.7, s = 3.
4.2.5. Определим коэффициент долговечности. Номинальное число часов
работы за весь срок службы:
Lh = 365 ( 24 ( L ( Kr ( Kc ,ч
где L - долговечность, 8 лет,
Kr - коэффициент использования в течении года = 0.8,
Kc - коэффициент использования в течении суток = 0.33.
Lh = 365 ( 24 ( 8 ( 0.8 ( 0.33 = 18500 ,ч
Число циклов нагружений определяется по формуле:
N( = 60 ( Lh ( n ,
где n - число оборотов об/мин.
N( = 60 ( 18500 ( 725 = 80475 ( 104
Эквивалентное число циклов определяется по формуле:
KL = ( No / NE ,
где No - базовоечисло циклов переменного напряжения = 5(106
NE - определяется как:
NE = N( ( (1m ( 0.2 + 0.75m (0.5 + 0.2m ( 0.3) ,
где m - показатель степени кривой выносливости = 8
NE = 80475(104 ( (18 ( 0.2 + 0.758 (0.5 + 0.28 ( 0.3) = 191(106
KL = ( 5(106 / 191(106 = 0.7 < 1 ,
принимаем KL = 1.
4.2.6. Определяем допускаемое напряжение для материала вала по формуле:
[(-1] = (-1 ( ( (( (KL / ( [s](K( ) , н/мм2
где (-1 - предел выносливости материала при изгибе с симетричным циклом
изменения напряжения = 432,
( - масштабный фактор = 0.91,
( - коэффициент учитывающий упрочнение поверхности = 0.96,
KL - коэффициент долговечности = 1,
[s] - коэффициент безопасности = 3,
K( - эффективный коэффициент концентрации напряжения = 1.7
[(-1] = 432 ( 0.91 ( 0.96 ( 1 / ( 3 ( 1.7 ) = 75 ,н/мм2
4.2.7. Определим диаметры вала в опасных сечениях под колесами Z1 и Z2.
d’ = ( МЕ / 0.1 ( [(-1] , мм
где МЕ - момент на валу = 115.3(103 н.
d’ = ( 484.2 (103 / 0.1 ( 74 = 48 мм ,
принимаем вал диаметром 50 мм.
4.2.8. Определим момент сопротивления сечения вала.
W = (((d3 / 32) - b(t1((d-t1)2 / 2d, мм3
где d - диаметр вала = 50 мм
b - ширина шпоночной канавки, мм
W = (((503 / 32) - 12(5((50-5)2 / 2(50 = 11056, мм3
4.2.9. Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле
изменения напряжения изгиба.
(a = M / W = 688846.6 / 11056 = 62.3 , н/мм2
4.2.10. Коэффициент безопасности по сечению изгиба.
S( = (-1 ( KL / ( (K( /(((( ) ((a + (( ((m) ,
где K( - эффективный коэффициент концентрации напряжений = 2.15
( - коэффициент учитывающий обработку (шлифование) = 0.95
(( - масштабный фактор = 0.84
(m - составляющая цикла изменения напряжений = 0
(( - коэффициент чувствительности материала = 0.12
S( = 432 / ( (2.15 /0.95(0.84) ( 62.3 + 0) = 2.5,
4.2.11. Коэффициент безопасности по кручению определяется по формуле:
Wp = (((d3 / 16)- b(t1((d-t1)2 / 2d, мм3
где d - диаметр вала = 50 мм
b - ширина шпоночной канавки, мм
Wp = (((503 / 16)- 12 ( 5 ( (50-5)2 / 2(50 = 23328.6 , мм3
4.2.12. При непрерывном вращении вала напряжения кручения изменяются
по пульсирующему циклу, поэтому переменные составляющие (амплитуда) и
постоянные состовляющие (среднее напряжение) цикла определяем по фор-
муле:
(а = (m = (max / 2 = 1/2 ( T / Wp = 1/2 ( 555600 / 23328.6 = 23 н/мм2
4.2.13. Определим коэффициент безопасности по кручению.
S( = (-1 ( KL / ( (K( /(((( ) ((a + (( ((m) ,
где (-1 - предел выносливости по кручению = 255 н/мм2 ,
K( - эффективный коэффициент концентрации напряжений = 2.05
( - коэффициент учитывающий обработку (шлифование) = 0.95
(( - масштабный фактор = 0.84
(( - коэффициент чувствительности материала = 0.7
S( = 255 / ( (2.05 /0.95(0.84 ) (23 + 0.07 ( 8.12) = 4.27 ,
4.2.14. Общий коэффициент безопасности сосотавит:
S = S( ( S( / ( S2( + S2( = 2.5 ( 4.27 / ( 2.52 + 4.232 = 2.2
5. Расчет и подбор подшипников.
Так как осевая нагрузка незначительна, то выбираем радиальные шарикопод-
шипники ГОСТ 8338-57.
Требуемый коэффициент работоспособности определяем по формуле:
C = 0.2 ( ( R(Kk+m(A ) K( ( ( (h )0.3 ,
где R = Rb - радиальная нагрузка;
A = Q1 - осевая нагрузка;
m = 1.5 - для радиальных подшипников;
K( = 1.4 - динамический коэффициент;
Kk = 1.0 - коэффициент кольца;
h - желаемый срок службы.
Расчитаем подшипники на вал № I
C = 0.2 ( ( 1606(1+1.5(0 ) 1.4 ( ( 76(8000 )0.3 = 24438.
Выбираем подшипник 305 средней серии.
Расчитаем подшипники на вал № I I I
C = 0.2 ( ( 6900(1+1.5(0 ) 1.4 ( ( 76(8000 )0.3 = 51647.
Выбираем подшипник 309 средней серии.
Для шлицевого вала выбираем подшипник 307 средней серии.
Таблица размеров выбраных подшипников.
|Вал |Подшипник |D , мм |d , мм |B , мм |r x r |
|I |305 |62 |25 |17 |2 x 2 |
|I I |307 |80 |35 |21 |2.5 x 2.5 |
|I I I |309 |100 |45 |25 |2.5 x 2.5 |
См. пункт 10.
6. Расчет шпоночных и шлицевых соединений.
6.1. Расчет шпонок.
По СТ СЭВ 189-75
Для вала I , ( 30, материал шестерни - сталь 40Х, материал шпонки сталь
45,
длина ступицы - 32 мм, передаваемый момент Т = 130000 н, выбираем по
СТ СЭВ 189-75 шпонку со следующими размерами :
|b |h |t1 |t2 |r |
|8 |7 |4 |3.3 |0.08 ( 0.16 |
Характер нагрузки - сопкойная [(см] = 150 н/мм2
6.2.1. Определяем рабочую длину шпонки.
Lp = T / (0.5 ( d ( k ( [(см] ) ,мм
где k - раблчая высота = 0.4 h ,мм
d - диаметр вала ,мм
Lp = 130000 / (0.5 ( 30 ( 0.4 ( 7 ( 150 ) = 20 ,мм
Общая длина шпонки.
L = Lp + b = 20 + 8 = 28 ,мм
Проверим шпонку на срез.
(см = Т / 0.5(d(Lp(k = 130000 / 0.5(30(28(2.8 = 110
( (см = 110 ) < ( [(cv] =150 )
Принимаем: шпонка 8x7x28 СТ СЭВ 189-75
Для вала I I I, ( 50, материал шестерни - сталь 40Х, материал шпонки
сталь 45,
длина ступицы - 60 мм, передаваемый момент Т = 555000 н, выбираем по
СТ СЭВ 189-75 шпонку со следующими размерами :
|b |h |t1 |t2 |r |
|12 |8 |4 |3.5 |0.16 ( 0.25 |
Характер нагрузки - сопкойная [(см] = 150 н/мм2
6.2.2. Определяем рабочую длину шпонки.
Lp = 555000 / (0.5 ( 50 ( 0.4 ( 8 ( 150 ) = 46 ,мм
Общая длина шпонки.
L = Lp + b = 46 + 12 = 58 ,мм
Проверим шпонку на срез.
(см = Т / 0.5(d(Lp(k = 555000 / 0.5(50(58(3.2 = 119.6
( (см = 119.6 ) < ( [(cv] =150 )
Принимаем: шпонка 12x8x58 СТ СЭВ 189-75
Для вала под штифт , ( 42, материал шпонки сталь 45, передаваемый моме-
нт Т = 130000 н, выбираем по СТ СЭВ 189-75 шпонку со следующими разме-
рами :
|b |h |t1 |t2 |r |
|12 |8 |5 |3.3 |0.25(0.4 |
Характер нагрузки - сопкойная [(см] = 150 н/мм2
6.2.3. Определяем рабочую длину шпонки.
Lp = 555000 / (0.5 ( 42 ( 0.4 ( 8 ( 150 ) = 55 ,мм
Общая длина шпонки.
L = Lp + b = 55 + 12 = 67 ,мм
Проверим шпонку на срез.
(см = Т / 0.5(d(Lp(k = 555000 / 0.5( 42 ( 67 ( 3.2 = 123
( (см = 123) < ( [(cv] =150 )
Принимаем: шпонка 12x8x67 СТ СЭВ 189-75
Для вала под муфту , (28 , материал шпонки сталь 45, передаваемый моме-
нт Т = 130000 н, выбираем по СТ СЭВ 189-75 шпонку со следующими разме-
рами :
|b |h |t1 |t2 |r |
|8 |7 |4 |3.3 |0.16(0.25 |
Характер нагрузки - сопкойная [(см] = 150 н/мм2
6.2.3. Определяем рабочую длину шпонки.
Lp = 130000 / (0.5 ( 30 ( 0.4 ( 7 ( 150 ) = 20 ,мм
Общая длина шпонки.
L = Lp + b = 20 + 8 = 28 ,мм
Проверим шпонку на срез.
(см = Т / 0.5(d(Lp(k = 130000 / 0.5(30(28(2.8 = 110
( (см = 110 ) < ( [(cv] =150 )
Принимаем: шпонка 8x7x28 СТ СЭВ 189-75
6.3. Расчет шлицевого соединения.
Диаметр I I I-го вала = 40мм, размеры шлицевого вала: ZxdxD = 8x36x40 ,
легкая серия, суммарный статический момент площади рабочих поверхностей
соединения относительно оси вала SF = 182 мм3/мм. табл. 5.5 [2]
Средний диаметр dm :
dm = 0.5((D+d) = 0.5((36+40) = 38 ,мм
6.3.1. Определим среднее давление по формуле:
( = T / SF ( l,
где l - длина блока,мм
( = 195700 / 182 ( 144 = 7.8
6.3.2. Определим коэффициенты входящие в формулы:
Соотношение размеров:
l / D = 144 / 40 = 3.6
( = e / l + (0.5 / l) ( tg( ( cos (( ,
для прямозубых и цилиндрических колес ( = 0 и (( = 20(.
( = 41 / 144 + (0.5 / 144) ( 0.94 = 0.3
( = dm / (d( ( cos(() = 38 / 106(0.94 = 0.38
Находим по табл. 5.8 [2] для легкой серии Kкр = 1.8 и по рис. 5.12 [2]
значе-
ние коэффициента концентрации напряжения Ке = 1.5, коэффициент продоль-
ной концентрации нагрузки определяется как:
Кпр = Ккп + Ке -1 = 1.8 + 1.5 -1 = 2.3
Коэффициетны неравномерности распределения нагрузки между зубьями по
табл. 5.7. [2]. Кз = 1.8, Кз’ = 1.4. Общиt коэффициенты концентрации
нагру-
зок при Кп = 1 :
Ксм = Кз ( Кпр ( Кп = 1.8 ( 2.3 ( 1 = 4.14
Кизн = Кз’ ( Кпр = 1.4 ( 2.3 = 3.22
6.3.3. Определяем допускаемое среднее давление на смятие по формуле:
приняв (Т = 550 н/мм2 и S = 1.25 (с. 87 [2] )
[(см] = (Т / (S ( Ксм ( КL) ,
[(см] = 550 / (1.25 ( 4.14 (0.43) = 247.16,
где коэффициент долговечности
КL = Кн ( КN = 0.57 ( 0.8 = 0.43
при Кн = 0.57 (табл. 5.9 [2]) и
КN = (60(Lh(n / No ,
где Lh - срок службы = 15(103 ч.
n - частота вращения = 484 об/мин
КN = ( 60(15(103(484 / 108 = 0.8,
6.3.4. Соединение удовлетворяет условию прочности на смятие, так как
(( = 7.8) < ([(см] = 247)
6.3.5. Определяем допускаемое среднее давление на износ.
[(изн] = [(усл] / (Кизн ( КL ( Кр ) н/мм2,
где [(усл] = 110 н/мм2 по табл. 5.6. [2]
Кр = Кс ( Кос ,
где Кс = 1, коэффичиент смазки (при средней смазке)
Кос = 1.25, при нежестком закреплении ступицы на валу.
Кр = 1 ( 1.25 = 1.25
[(усл] = 110 / (3.22 ( 0.44 ( 1.25) = 63 н/мм2
Соединение удовлетворяет прочности на износ так как
(( = 7.8) < ([(изн] = 63)
7. Подбор муфты.
По условию задана предохранительная муфта со срезным штифтом.
Муфты этой группы ограничивают передаваемый момент и предохраняют
части машин от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. При ава-
рийной перегрузке штифт срезается, и привод выключается. Материал штифта
сталь 45 или пружинистая сталь; втулки из стали 45 или 45Х закаленные.
8. Смазка коробки скоростей.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко
применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач зали-
вается масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении
масло увлекается зубьями, распыляется, попадает на внутренние стенки
корпуса
откуда стекает в нижнюю его часть.
Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая
покрывает
поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0.3
до 12.5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев
центро-
бежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того,
заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышает
его температуру.
Выбор смазочного материала основан на величине окружной скорости.
В виду небольшой окружной скорости выбираем масло Индустриальное И-20
с кинематической вязкостью 17 ... 23 ( 10-6 м2/с.
9. Описание конструкции коробки скоростей.
Вращающий момент от электродвигателя, через предохранительную муфту,
которой является муфта со срезным штифтом, подается на вал №1. На валу рас-
положены шестерни Z1 и Z2 причем Z2 больше по диаметру чем Z1. На промежу-
точный вал вращательный момент передается за счет перемещаемого блока ко-
лес Z3 , Z4.
Промежуточный вал является шлицевым, что позволяет перемещать блок
колес вдоль осевого направления, что и обеспечивает регулировку зацепле-
ния между одной из двух пар : шестерня - колесо. Тем самым изменяя
передава-
емую угловую скорость.
Промежуточный вал так же имеет второй блок подвижных колес Z5 Z6 Z7
который, в свою очередь, регулирует зацепление с колесами на выходном
валу
Z8 Z9 Z10 ,умножая тем самым две предыдущие возможные скорости еще на три
таким образом коробка скоростей обеспечивает диапазон из 6-ти скоростей и
соответствует формуле P x P = 2 x 3.
На выходной (ведомый) вал, вне коробки скоростей, посажена звездочка ко-
торая предает, с помощью цепной передачи, вращающий момент непосредстве-
нно на механический привод.
Валы посажены на радиальные шарико-подшипники. Имеющие возможность
в одном из посадочных отверстий перемещаться в осевом направлении, регули-
руя тепловое удлинение вала, а с другого торца жестко подпертых крышкой.
В местах выхода вала за пределы коробки скоростей поставлены резиновые
уплотнения, предотвращающие выход масла - с одной стороны, и проникнове-
ние грязи - с другой.
Валы I и I I I - выполнены укороченными, что понижает напряжения возника-
ющие при работе коробки скоростей.
Для обеспечения смазки механизмов, в корпусе коробки скоростей предусмо-
трено отверстие для заливки масла. А так же выполнен смотровой люк и отду-
шина обеспечивающая регулировку давления внутри коробки в процессе рабо-
ты.
10. Стандартизация. Описание ГОСТ 8338 - 75.
Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ
Основные размеры
8338 - 75 *
(СТ СЭВ 3795-82)
Single row radial ball bearings. Взамен
Boundary dimensions. ГОСТ 8338 - 57
ОКП 46 1200
Настоящий стандарт распростроняется на шариковые радиальные одно-
рядные подшипники. Стандарт полностью соответствует СТ СЭВ 3795-82
1. Основные размеры и масса подшипников должны соответствовать табли-
чным данным.
B B - Номинальная
ширина подшипника, мм
r x 45( D - Номинальный
наружный диаметр
4 фаски цилиндрической
поверхности наружного
кольца,
мм
d -
Номинальный диаметр отверстия
внутреннего кольца, мм
r -
Номинальная координата монтажной
фаски,
мм
Пример условного обозначения шарикового радиального подшипника обле-
гченной серии диаметров 1, серии ширин 0 с d = 50 мм, D = 80 мм и B = 16
мм
Подшипник 110 ГОСТ 8338-75
2. Технологические требования по ГОСТ 520 - 71
3. Технологические требования к посадочным местам вала и корпуса
по ГОСТ 3325-55
4. Величины статической (С0) и динамической (С) грузоподьемности
приведены в справочном приложении.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ.
1. Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин.
-М.: Машиностроение, 1970.
2. Детали машин. Примеры и задачи. /Под общей редакцией С.Н.Ничипорчика
-М.: Вышэйшая школа, 1981.
3. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.
-М.: Высшая школа, 1985.
4. Гузенков П.Г. Детали машин. -М.: Высшая школа, 1975.
-----------------------
46571.3
17600
688846
648520
527317
| |
