Расчет деталей машин (вариант 7)

Содержание
Введение
1. Исходные данные
2. Кинематический расчет.
3. Расчет шевронной передачи.
4 Расчет клиноременной передачи
5. Проектный расчет валов и выбор подшипников
6. Проверочный расчет валов.
7. Проверочный расчет подшипниковых опор.
8. Выбор и расчет шпоночных соединений.
9. Расчет элементов зубчатых колес редуктора
10. Расчет элементов корпуса редуктора
11. Выбор системы смазки.
Литература

Реакция в левой опоре
,
где YА = 5007,7 H; XА = -2366,8 H – реакции в опоре
Реакция в правой опоре
где YВ = 5007,7 Н; XВ = -2540,4 Н – реакции в опоре
Для этого подшипника по справочнику ([1], табл. 24.16.) находим
Сr = 35100 Н, С0r = 19800 Н
Вычисляем эквивалентные динамические радиальные нагрузки
РE1 = VFr1 Kσ KT
РE2 = VFr2KσKT
где V= 1 - коэффициент вращения колеса;
Kσ = 1,2 - коэффициент динамической нагрузки
KT = 1 - температурный коэффициент
РE1 = 1·5538,8··1,2·1=6646,6 H
РE2 = 1·5615,2··1,2·1=6738,2 H
Для наиболее нагруженного 2-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность
Так как Стр< Сr (35097 < 35100), то предварительно намеченный подшипник подходит.

7.2. Расчет подшипниковых опор быстроходного вала
7.2.1. Исходные данные:
частота вращения вала n = 125 об/мин,
требуемая долговечность подшипников L10h = 5256 часов
осевая сила FА = 0 Н
подшипник шариковый радиальный №216
7.2.2. Расчет опор.
Реакция в левой опоре
,
где YА = -9205,5 H; XА = 2098 H – реакции в опоре
Реакция в правой опоре
где YВ = 3507,7 Н; XВ = 2098 Н – реакции в опоре
Для этого подшипника по справочнику ([1], табл. 24.16.) находим
Сr = 70200 Н, С0r = 45000 Н
Вычисляем эквивалентные динамические радиальные нагрузки
РE1 = VFr1 Kσ KT
РE2 = VFr2KσKT
где V= 1 - коэффициент вращения колеса;
Kσ = 1,2 - коэффициент динамической нагрузки
KT = 1 - температурный коэффициент
РE1 = 1·9441,5··1,2·1=11329,8 H
РE2 = 1·4087,2··1,2·1=4904,7 H
Для наиболее нагруженного 1-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность
Так как Стр< Сr (38559<70200), то предварительно намеченный подшипник подходит.
8. Выбор и расчет шпоночных соединений.
8.1. Шпоночное соединение быстроходного вала редуктора со шкивом ременной передачи.
8.1.1. Исходные данные
диаметр вала d = 45 мм
крутящий момент Т = 403,5 Нм
8.1.2. Выбор шпонки.
Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:
ширина шпонки b = 14 мм,
высота шпонки h = 9 мм,
длина шпонки l = 63 мм,
глубина паза на валу t1 = 5,5 мм,
глубина паза ступицы t2 = 3,8 мм.
8.1.3 Расчет на смятие.
Условие прочности на смятие
где [σсм] - допускаемое напряжение на смятие; [σсм] = 100 МПа ([2], стр. 74);
lр - рабочая длина шпонки; lр = l - b = 63 - 14 = 49 мм.
следовательно, условие прочности обеспечено.
8.1.4. Расчет на срез.
Условие прочности на срез
,
где [τср] - допускаемое напряжение на срез; [τср] = 100 МПа ([2], стр. 74);
следовательно, условие прочности обеспечено.
8.2. Шпоночное соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.
8.2.1. Исходные данные
диаметр вала d = 85 мм
крутящий момент Т = 1511,2 Нм
8.2.2. Выбор шпонки.
Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:
ширина шпонки b = 22 мм,
высота шпонки h = 14 мм,
длина шпонки l = 90 мм,
глубина паза на валу t1 = 9 мм,
глубина паза ступицы t2 = 5,4 мм.
8.2.3 Расчет на смятие.
Условие прочности на смятие
где [σсм] = 100 МПа ([2], стр. 74);
lр = l - b = 90 - 22 = 68 мм.
следовательно, условие прочности обеспечено.
8.2.4. Расчет на срез.
Условие прочности на срез
,
где [τср] = 100 МПа ([2], стр. 74);
следовательно, условие прочности обеспечено.
8.3. Шпоночное соединение тихоходного вала редуктора с ведущей звездочкой цепной передачи.
8.3.1. Исходные данные
диаметр вала d = 70 мм
крутящий момент Т = 1511,2 Нм
8.3.2. Выбор шпонки.
Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:
ширина шпонки b = 20 мм,
высота шпонки h = 12 мм,
длина шпонки l = 90 мм,
глубина паза на валу t1 = 7,5 мм,
глубина паза ступицы t2 = 4,9 мм.
8.3.3 Расчет на смятие.
Условие прочности на смятие
где [σсм] = 100 МПа ([2], стр. 74);
lр = l - b = 90 - 20 = 70 мм.
следовательно, условие прочности обеспечено.
8.3.4. Расчет на срез.
Условие прочности на срез
,
где [τср] = 100 МПа ([2], стр. 74);
следовательно, условие прочности обеспечено.
9. Расчет элементов зубчатых колес редуктора
9.1 Цилиндрическая шестерня шевронной передачи.
Шестерню шевронной передачи изготовляем заодно с валом ввиду небольшой разницы между диаметром вала (dБП=55 мм) и диаметром впадин шестерни (df1 = 74,575 мм). Ширина шестерни b1 = 105 мм.
9.2 Цилиндрическое колесо быстроходной передачи.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8)·dК = 1,5 · 85 = 128 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5)·dК = 1,0 · 85 = 85 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 100 мм.
Толщина обода: δо = 2,2 · m + 0,05 · b2 = 2,2 · 2,5 + 0,05 · 100 = 10,5 мм
где b2 = 100 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = (δ0 +0,5·(Dступ.-Dвала))=0,5·(8,0+0,5·(75-50))= 20,5 мм = 20 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Df2 - 2·δ0 = 313,165-2·10,5= 292 мм.
Диаметр центровой окружности: DCотв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (292 + 128) = 210 мм
Диаметр отверстий: Dотв.=(Doбода+dступ.)/8=(292+128)/8=52,5мм=52 мм.
10. Расчет элементов корпуса редуктора
Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляем по формуле:
δ = 1,3 · (TIII)1/4 = 1,3 · 1511,21/4 = 8,1 мм= 9 мм
В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
δ1 = 1,5 · δ = 1,5 · 9,0 = 13,5 мм
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягаем радиусом r = 0,5 · δ = 0,5 · 9,0 = 4,5 мм.
Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом R = 1,5 · δ = 1,5 · 9,0 = 13,5 мм.
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 · δ = 0,8 · 9,0 = 7,2 мм.
Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4...0,5) · δ. Принимаем h = 0,5 · 9,0 = 4,5 мм.
Толщина стенки крышки корпуса δ3 = 0,9 · δ = 0,9 · 9 = 8,1 мм. Округляя, получим δ3 = 8,0 мм.
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 1,25 · (TIII)1/3 = 1,25 · 1511,21/3 = 14.3 мм
Принимаем d = 14,0 мм.
Диаметр штифтов dшт = (0,7...0,8) · d = 0,7 · 14,0 = 9.8 мм. Принимаем dшт = 10,0 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф = 1,25 · d = 1,25 · 14,0 = 17,5 мм. Принимаем dф = 18,0 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0 = 2,5 · d = 2,5 · 14,0 = 35 мм.
11. Выбор системы смазки.
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 · 19 = 4,75 дм3.
По таблице 10.8 [6] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σH = 515,8 МПа и скорости v = 2,05 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10-6 м/с2По таблице 10.10[6] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[6]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

Литература
1. Расчет деталей машин: учеб. Пособие/ Г.Л. Баранов – 2.е изд. перераб. и доп. – Екатеринбург: УГТУ – УПИ, 2007, 222 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 2 / А. В. Кузьмин, Н.Н. Малейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Выш. школа, 1982. - 334 с., ил.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальных вузов. - М.: Высшая школа, 1985 - 416 с., ил.
4. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов высш. техн. учебн. заведений. - М.: Высш. шк., 1991. - 383 с., ил.
5. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2ч. Ч.1. – 7-е изд., - Л.: Политехника, 1991. 576с.: ил.
6. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов .– М.: Машиностроение, 1980.–351 с.
7. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.: ил.
2