Детали Машин

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 8. Эпюры промежуточного вала редуктора.

7.3 Тихоходный  вал

Построение эпюры изгибающих моментов в плоскости YZ.

Изгибающий момент , возникающий из-за осевой силы .

 

Нмм

Определение опорных  реакций 

Составляем уравнение статики:

 

 

Н

Н

 

Значение изгибающих моментов в  характерных сечениях следующие.

Слева:

Нмм

Нмм

Справа:

Нмм

Нмм

 

По этим значениям строим эпюру  ( рис. )

Построение эпюры изгибающих моментов в плоскости XY.

 

Определение опорных  реакций 

Составляем уравнение статики:

 

 из них

Нмм

Нмм

Значения изгибающих моментов в  характерных сечениях следующие.

Слева:

Нмм

Нмм

Справа:

Нмм

Нмм

По этим значениям  строят эпюру  ( рис. )

Определение опорных реакций R по формуле:

R=

Нмм

Нмм

Построение эпюры изгибающих моментов M

Изгибающий момент в любом сечении  равен геометрической сумме изгибающих моментов, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

M=

Нмм

Нмм

Нмм

Нмм

Эпюра построения этим данным изображена по рис.

Построение эпюры крутящих моментов T.

Нмм

Нмм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 9. Эпюры выходного вала редуктора.

8 ПРОВЕРОЧНЫЙ  РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО  ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ

 

8.1 Расчет подшипников  качения на ведущем валу

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку P для подшипников с короткими цилиндрическими роликами

, где

  – коэффициент, зависящий  от рабочей температуры подшипника, =1

    – коэффициент безопасности, = =1,9

R – реакции в подшипниках, Н, Н

 

Н

Н

 

Выбранные подшипники для быстроходного  вала проверяются на долговечность  по наиболее нагруженной опоре. Долговечность выбранных шарикоподшипников L_h, ч, определяется по формуле:

,где

 

n – частота вращения тихоходного вала, n=1136 об/мин

С – динамическая грузоподъемность подшипника быстроходного вала.

           Р  – приведенная нагрузка

Для подшипника 2305 ГОСТ 8328-75 ,С=28600 Н 

Долговечность подшипников равна:

=582293 ч.

Расчетная долговечность должна быть не менее 10000 ч.

Т. к. на ведущем на обоих концах стоят одинаковые подшипники, то = =

8.2 Расчет подшипников  качения на промежуточном валу

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку P для конических роликивых подшипников:

, где

=1

= =1,9

 Н

 Н

X – коэффициент радиальной нагрузки

Y – коэффициент осевой нагрузки

Для подшипника 7308А ГОСТ 27365-87:

X=0,4

Y=1,9

C=91400 Н, тогда

Н

            Н

Определяем расчётный ресурс ( долговечность ) подшипника, при n=227 об/мин:

 

ч

 ч

Расчетная долговечность должна быть не менее 10000 ч.

Расчетные ресурсы данных подшипников  больше заданного ресурса, поэтому  подшипники пригодны.

8.3 Расчет подшипников качения на выходном валу

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку P для конических роликивых подшипников:

, где

=1

= =1,9

 Н

 Н

X – коэффициент радиальной нагрузки

Y – коэффициент осевой нагрузки

Для подшипника 7210А ГОСТ 27365-87:

X=0,4

Y=1,5

C=76500 Н, тогда

Н

            Н

Определяем расчётный ресурс ( долговечность ) подшипника, при n=63 об/мин:

 

ч

 ч

Расчетная долговечность должна быть не менее 10000 ч.

Расчетные ресурсы данных подшипников  больше заданного ресурса, поэтому подшипники пригодны.

 

 

 

 

 

 

 

 

9 ПРОВЕРОЧНЫЙ  РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА  НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ В ОПАСНОМ СЕЧЕНИИ

 

Цель проверочного расчета состоит  в проверке соблюдения следующего неравенства  в опасном сечении вала

     

где S – расчетный коэффициент запаса прочности;

[S] –допускаемый коэффициент запаса прочности ( [S] = 1,5…2,0).

 

Опасным будем считать сечение  вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты. Таковми является сечение под зубчатым колесом.

Расчетный коэффициент запаса прочности  равен:

,    

где , - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно. Они рассчитываются по формулам:

;    

 

;    

 

где , - пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа. Выбираем материал вала – сталь 40Х, термообработка – улучшение:  = 750 МПа, = 900 МПа. Тогда пределы выносливости материала вала вычисляются по эмпирическим зависимостям:

 МПа,   

 

 МПа,   

 

, - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении, которые выбираются по виду концентратора напряжений в таблице 18 [1, с. 51]. Для рассматриваемого примера определим соотношение размеров: t/r = 2.5/1 = 2.5; r/d = 1/70 = 0,014. Учитывая, что материала вала s_В = 900 МПа, определим коэффициенты , интерполированием по данным таблицы

= 2,20;

= 1,75;

b - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала. Его значение выбирают в интервале b = 0,9…1,0;

e_s, e_t - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, выбираемые интерполированием:

e_s, =0,76

e_t = 0,65;

s_а, t_а – амплитуды циклов напряжений, МПа;

s_m, t_m – средние значения циклов напряжений МПа;

y_s, y_t - коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности.

Напряжения изгиба изменяются по симметричному  циклу, поэтому амплитуда s_а, МПа, и среднее значение цикла s_m, МПа, равны соответственно

,  s_m = 0,     

где - максимальный изгибающий момент, Н×мм, в опасном сечении вала;

W – момент сопротивления сечения, мм³, который равен, который для сечения со шпоночным пазом равен

,    

где d – диаметр вала в опасном сечении, а размеры шпоночного паза.

Нмм

Для данного примера определяем амплитуду цикла

 МПа

Напряжения кручения при нереверсивном  вращении вала изменяются по отнулевому циклу поэтому амплитуда t_а, МПа, и среднее значение цикла t_m, МПа, равны

,     

где – крутящий момент в опасном сечении вала, Н×мм;

W_p – полярный момент сопротивления сечения, мм³, который для круглого сплошного сечения равен

W_p = 0,2 × d³    

где d – диаметр вала в опасном сечении, а размеры шпоночного паза приведены в таблице Б.12.

W_р = 0,2d³ = 0,2× 58³ = 39022,4 мм³;

Для данного примера определяем напряжения кручения

 МПа;

Коэффициенты y_s, y_t выбираются из ряда: y_s = 0,09 и y_t = 0,04.

Тогда, коэффициенты запаса прочности  равны соответственно

 

;

;

Расчетные коэффициенты запаса прочности  равны 

 

;

Расчетные коэффициенты запаса прочности  больше допускаемого, значит, вал работоспособен.

10 ПРОВЕРОЧНЫЙ  РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

 

10.1 Расчет  шпонок на смятие на быстроходном  валу

 

 

Исходные данные. 
Н·мм – вращающий момент на втором валу. 
d = 20 мм – диаметр вала. 
l_р = 29 мм – рабочая длина шпонки. 

Расчет напряжений смятия.

.     

 МПа;

Допускаемые напряжения МПа.

Напряжения смятия в пределах допускаемых.

10.2 Расчет  шпонок на смятие на промежуточном  валу

 

Исходные данные. 
Н·мм – вращающий момент на втором валу. 
d = 47 мм – диаметр вала. 
 
Расчет напряжений смятия.

.      

 МПа;

Допускаемые напряжения МПа.

Напряжения смятия в пределах допускаемых.

10.3 Расчет  шпонок на смятие на выходном валу

 

Исходные данные. 
Н·мм – вращающий момент на третьем валу. 
d = 58 мм – диаметр вала. 
 
Расчет напряжений смятия.

.     

 МПа;

 МПа;

 

 

Допускаемые напряжения МПа.

Напряжения смятия в пределах допускаемых.

11 ОБОСНОВАНИЕ  ПОСАДОК В ОСНОВНЫХ СОПРЯЖЕНИЯХ  В РЕДУКТОРЕ

 

11.1 Выбор посадок  подшипников качения

 

 

Многолетней практикой установлено, что соединение с валом или  корпусом колец, вращающихся относительно нагрузки, должно быть осуществлено обязательно с натягом, исключающим проворачивание и обкатывание кольцом сопряженной детали и, как следствие, развальцовку посадочных поверхностей и контактную коррозию.

Посадки неподвижных относительно нагрузки колец назначают более свободными, допускающими наличие небольшого зазора, так как обкатывание кольцами сопряженных деталей в этом случае не происходит. Нерегулярное проворачивание невращающегося кольца полезно, так как при этом изменяется положение его зоны нагружения. Кроме того, такое сопряжение облегчает осевые перемещения колец при монтаже, при регулировании зазоров в подшипниках и при температурных деформациях валов.

Подшипник является основным комплектующим изделием, не подлежащим в процессе сборки дополнительной доводке. Требуемые посадки в соединении подшипника качения получают назначением соответствующих полей допусков на диаметры вала и отверстия в корпусе.

Для внутренних колец подшипников  назначаем посадки L0/k6, для наружных колец – H7/l0.

11.2 Выбор посадок  зубчатых колес

 

При передаче вращающего момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а посадок переходных нежелательно. Если в соединении имеется зазор, то при вращении вала происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к их изнашиванию. Поэтому при передаче момента шпонкой на посадочных поверхносятх вала и отверстия колеса следует создавать натяг, гарантирующий нераскрытие стыка.

Для зубчатых колес применим посадку H7/p6.

 

12 ВЫБОР СОРТА МАСЛА  И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕГО КОЛИЧЕСТВА

 

 

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, 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 и  червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается его температура.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну , наименьшую глубину принято считать равной модулю зацепления.  Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости вращения колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.

Исходя и того, что окружные скорости цилиндрических колес в передачах  м/с и м/с выбираем масло марки И-Г-А-32 в количестве 6 литров.

 

13 ВЫБОР МУФТЫ

 

Для передачи крутящего момента с вала редуктора на вал рабочей машины устанавливаем муфту зубчатую по ГОСТ 5006-55.