Детали машин

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ 4
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ 5
1.1 Подбор электродвигателя 5
1.2 Уточнение передаточных чисел привода 6
1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах 7
2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ 9
2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес 9
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений 11
2.3 Определение напряжений изгиба 14
2.4 Проектный расчет 16
2.4.1 Межосевое расстояние 16
2.4.2 Предварительные основные размеры колеса 23
2.4.3 Модуль передачи 24
2.4.4 Суммарное число зубьев и угол наклона 26
2.4.5 Число зубьев шестерни и колеса 26
2.4.6 Фактическое передаточное число 27
2.4.8 Размеры заготовок 28
2.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям 28
2.4.10 Силы в зацеплении 29
3. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ 30
3.1 Проектные расчеты валов 30
3.2 Расстояния между деталями передач 32
3.3 Выбор типов подшипников 32
3.4 Схемы установки подшипников 33
3.5 Составление компоновочной схемы 34
4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС 35
4.1 Шестерня 35
4.2 Зубчатое колесо 36
5. ПОДБОР ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ 38
5.1 Подбор шпонки для соединения зубчатого колеса и вала 38
5.2 Подбор шпонок входного и выходного хвостовиков 40
6. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ЗАДАННЫЙ РЕСУРС 42
6.1 Подшипники быстроходного вала 42
6.2 Подшипники тихоходного вала 44
7. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ 47
8. КОНСТРУИРОВАНИЕ КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ 50
9. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ 52
9.1 Входной вал 53
9.2 Выходной вал 57
10. ВЫБОР МАНЖЕТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ 61
11. ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И СИСТЕМЫ СМАЗЫВАНИЯ 63
12. ПОРЯДОК СБОРКИ ПРИВОДА, ВЫПОЛНЕНИЕ НЕОБХОДИМЫХ РЕГУЛИРОВОЧНЫХ РАБОТ 66
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 67
 

Для выбранной схемы установки подшипников следует: Fa1 = FA = 141.27 Н; Fa2 = 0. Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1. 1. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим: Cr = 12700 Н; C0r = 6200 Н. 2. Отношение iFa/C0r = 1∙141.27/6200 = 0.023. Из табл. 7.1 [1, стр.104] выписываем, применяя линейную интерполяцию значений (т.к. значение iFa/C0r является промежуточным) X = 0.56, Y = 2.1, e = 0.21. 3. Отношение Fa/(VFr) = 141.27/(1∙133.4) = 1.059, что больше e = 0.21 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X = 0.56, Y = 2.1. 4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка Pr = (VXFr + YFa)KбKт. Принимаем Kб [1, табл. 7.4 стр 107]; Kт = 1 (tраб < 100o). Pr = (1 ∙ 0.56 ∙ 133.4 + 2.1 ∙ 141.27) ∙ 1.4 ∙ 1 = = 519.92 Н. 5. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a1 = 1 (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.5 [1]), a23 = 0.7 (обычные условия применения, см. стр. 108 [1]), k = 3 (шариковый подшипник): L10ah = a1a23∙(Cr/Pr)k ∙ (106/60n) = = 1 ∙ 0.7 ∙ (12700/519.92)3∙(106/60∙692.23) = 245639 ч. 6. Так как расчетный ресурс меньше требуемого: L10ah < L'10ah (245639 < 61320000), то назначенный подшипник 204 непригоден. При требуемом ресурсе 90%. Проверим роликовые конические подшипники легкой серии. 1. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим: Cr = 26000 Н; C0r = 16600 Н; Y = 1.7; e = 0.35 2. Отношение Fa/(VFr) = 141.27/(1∙133.4) = 1.059, что больше e = 0.35 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем Y = 1.7, X = 0.4 (по рекомендации[1, стр. 106]). 3. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка Pr = (VXFr + YFa)KбKт. Принимаем Kб [1, табл. 7.4 стр 107]; Kт = 1 (tраб < 100o). Pr = (1 ∙ 0.4 ∙ 133.4 + 1.7 ∙ 141.27) ∙ 1.4 ∙ 1 = = 410.93 Н. 4. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a1 = 1 (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.5 [1]), a23 = 0.7 (обычные условия применения, см. стр. 108 [1]), k = 3.33 (роликовый подшипник): L10ah = a1a23∙(Cr/Pr)k ∙ (106/60n) = = 1 ∙ 0.7 ∙ (26000/410.93)3.33∙(106/60∙692.23) = 16776860 ч. 5. Так как расчетный ресурс меньше требуемого: L10ah < L'10ah (16776860 < 61320000), то назначенные подшипники 7204A непригодны. При требуемом ресурсе 90%. 7. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙПри конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки. Основной материал корпусов - серый чугун не ниже марки СЧ15.[1, стр. 257] Назначаем материалом корпуса чугун марки СЧ15. Для редукторов толщину δ стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле [1, стр. 257] где T - вращающий момент на выходном (тихоходном валу), Н∙м. δ = 3 мм. Так как δ<6, то принимаем δ = 6 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r и R. Если стенки встречаются под острым углом, рекомендуют их соединять короткой вертикальной стенкой. В обоих случаях принимают: r ≈ 0,5δ; R ≈ 1,5δ, где δ - толщина стенки. [1, стр. 257] Назначаем r = 3 мм; R = 9 мм; Формовочные уклоны задают углом β или катетом a в зависимости от высоты h. [1, стр. 258] Толщину наружных ребер жесткости у их основания принимают равной 0,9...1,0 толщины основной стенки δ. Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть 0,8δ. Высоту ребер принимают hp ≥ 5δ. Поперечное сечение ребер жесткости выполняют с уклоном. [1, стр. 258] Часто к корпусной детали прикрепляют крышки, фланцы, кронштейны. Для их установки и крепления на корпусной детали предусматривают опорные платики. Эти платики при неточном литье могут быть смещены. Учитывая это, размеры сторон опорных платиков должны быть на величину С больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Для литых деталей средних размеров С = 2...4 мм. [1, стр. 258] При конструировании корпусных деталей следует отделять обрабатываемые поверхности от "черных" (необрабатываемых). Обрабатываемые поверхности выполняют в виде платиков, высоту h которых можно принимать h = (0,4...0,5)δ. [1, стр. 258] Во избежание поломки сверла поверхность детали, с которой соприкасается сверло в начале сверления, должна быть перпендикулярна оси сверла. [1, стр. 258] Корпуса современных редукторов очерчивают плоскими поверхностями, все выступающие элементы (бобышки, подшипниковые гнезда, ребра жёсткости) устраняют с наружных поверхностей и вводят внутрь корпуса, лапы под болты крепления к основанию не выступают за габариты корпуса, проушины для транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом. При такой конструкции корпус характеризуют большая жесткость и лучшие виброакустические свойства, повышенная прочность в местах расположения болтов крепления, уменьшение коробления при старении, возможность размещения большего объема масла, упрощение наружной очистки, удовлетворение современным требованиям технической эстетики. Однако масса корпуса из-за этого несколько возрастает, а литейная оснастка усложнена. [1, стр. 262] Назначаем крепление крышки редуктора к корпусу болтами. Диаметр d(мм) болтов крепления крышки принимают в зависимости от вращающего момента Т (Н∙м) на выходном валу редуктора: Назначаем болты для крепления крышки редуктора и корпуса М10-6g х **.58.016 ГОСТ 7796-70. Гайки для болтов крепления крышки редуктора и корпуса М10-6H.5 ГОСТ 15521-70. Шайбы под гайки крепления крышки редуктора и корпуса 10 65Г ГОСТ 6402-70 (высота 2.5 мм). Диаметр винта крепления редуктора к плите (раме): dф ≈ 1,25d, где d - диаметр винта (болта) крепления крышки и корпуса редуктора. [1, стр. 267] dф ≈ 1,25 ∙ 10 ≈ 13 мм. Согласованное значение с ГОСТ. dф = 12 мм. Высота шайбы под этот винт 3 мм. 8. КОНСТРУИРОВАНИЕ КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВКрышки подшипников изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ20. [1, стр. 148] Назначаем материал крышек - чугун марки СЧ20. Различают крышки привертные и закладные. Выбираем привертный тип крышек. Схема крышки изображена на рис. 10. Схема крышки с манжетным уплотнением - рис. 11. Рис. 10 [1, рис. 8.2, а, стр. 149] Рис. 11 [1, рис. 8.3, а, стр. 149] Определяющими при конструировании крышек является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Ниже приведены рекомендации по выбору толщины δ стенки, диаметра d и числа z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от D: D, мм........50...6263...95100...145150...200δ, мм........5678d, мм........681012z..............4466Размеры других конструктивных элементов крышки: δ1 = 1,2δ; δ2 = (0,9...1)δ; Dф = D + (4...4,4)d; c ≈ d. Крышки подшипников входного вала. D = 47 мм. Назначаем δ = 5 мм; d = 6 мм; z = 4 мм; δ1 = 6 мм; δ2 = 5 мм; Dф = 73 мм; c = 6 мм. Крышки подшипников выходного вала. D = 47 мм. Назначаем δ = 5 мм; d = 6 мм; z = 4 мм; δ1 = 6 мм; δ2 = 5 мм; Dф = 73 мм; c = 6 мм. 9. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬРасчет на статическую прочность. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства). [1, стр. 165] Величина нагрузки зависит от конструкции передачи (привода). Так при наличии предохранительной муфты величину перегрузки определяет момент, при котором эта муфта срабатывает. При отсутствии предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя. [1, стр. 165] В расчете используют коэффициент перегрузки Kп = Tmax/T, где Tmax - максимальный кратковременный действующий вращающий момент (момент перегрузки); T - номинальный (расчетный) вращающий момент. [1, стр. 165] Коэффициент перегрузки выбирается по справочной таблице 24.9 [1]. Для выбранного двигателя: Kп = 2.2 . В расчете определяют нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок: σ = 103Mmax/W + Fmax/A; τ = 103Mкmax/Wк, где - суммарный изгибающий момент, Н∙м; Mкmax = Tmax = KпT - крутящий момент, Н∙м; Fmax = KпF - осевая сила, Н; W и Wк - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3; A - площадь поперечного сечения, мм2. [1, стр. 166] Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести σт и τт материала см. табл. 10.2[1]) [1, стр. 166]: Sтσ = σт/σ; Sтτ = τт/τ. Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений [1, стр. 166] Статическую прочность считают обеспеченной, если Sт ≥ [Sт], где [Sт] = 1,3...2 - минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответственности конструкции и последствий разоружения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля). [1, стр. 166] Рис. 12 [рис. 10.13, в] Моменты сопротивления W при изгибе, Wк при кручении и площадь A вычисляют по нетто-сечению для вала с одним шпоночным пазом [1, стр. 166]: W = πd3/32 - bh(2d-h)2/(16d); Wк = πd3/16 - bh(2d-h)2/(16d); A = πd2/4 - bh/2. При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. [1, стр. 164] 9.1 Входной валРасчет на статическую прочность.Длины участков для всех схем вала: L1 = 25 мм; L2 = 25 мм; L3 = 33.5 мм; L4 = 12.5 мм. Действующие номинальные нагрузки: Ft = 719.21 Н (тяговая нагрузка в зацеплении); Fr = 266.79 Н (радиальная нагрузка в зацеплении); Fa = 141.27 Н (осевая нагрузка в зацеплении); T = 11.36 Н∙м. Расчетная схема вала для построения эпюры Mx (на схеме Py(b)=Fr): Эпюра Mx: Расчетная схема вала для построения эпюры My (на схеме Py(b)=Ft): Эпюра My: Расчетная схема вала для построения эпюры N: Эпюра N (осевые факторы): Расчетная схема вала для построения эпюры Mкр: Эпюра Mкр: Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его: Mx = 3335 Н∙мм; My = 8990 Н∙мм; F = 141 Н; Mк = 11 Н∙м; Mmax = 21095 Н∙мм; Fmax = 2.2 ∙ 141 = 310.2 Н; Mкmax = 2.2 ∙ 11 = 24.2 Н∙м. Расчетный диаметр в сечении вала-шестерни: d = 24.5 мм. W = 1443.77 мм3; Wк = 2887.54 мм3; A = 471.44 мм2. σ = 15.27 МПа; τ = 8.38 МПа. Частные коэффициенты запаса: STσ = 49.12; STτ = 53.7; Общий коэффициент запаса: ST =36.24. Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее рассчитанные параметры окончательными. 9.2 Выходной валРасчет на статическую прочность. Длины участков для всех схем вала: L1 = 25 мм; L2 = 25 мм; L3 = 31 мм; L4 = 10 мм. Действующие номинальные нагрузки: Ft = 719.21 Н (тяговая нагрузка в зацеплении); Fr = 266.79 Н (радиальная нагрузка в зацеплении); Fa = 141.27 Н (осевая нагрузка в зацеплении); T = 45.41 Н∙м. Расчетная схема вала для построения эпюры Mx (на схеме Py(b)=Fr): Эпюра Mx: Расчетная схема вала для построения эпюры My (на схеме Py(b)=Ft): Эпюра My: Расчетная схема вала для построения эпюры N: Эпюра N (осевые факторы): Расчетная схема вала для построения эпюры Mкр: Эпюра Mкр: Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его: Mx = 3335 Н∙мм; My = 8990 Н∙мм; F = 141 Н; Mк = 45 Н∙м; Mmax = 21095 Н∙мм; Fmax = 2.2 ∙ 141 = 310.2 Н; Mкmax = 2.2 ∙ 45 = 99 Н∙м. Диаметр в сечении: d = 26.5 мм. Размеры шпоночного соединения (см. рис. 12): b = 8 мм; h = 7 мм. W = 1547.52 мм3; Wк = 3374.52 мм3; A = 523.55 мм2. σ = 14.22 МПа; τ = 29.34 МПа. Частные коэффициенты запаса: STσ = 52.74; STτ = 15.34; Общий коэффициент запаса: ST =14.73. Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее рассчитанные параметры окончательными. 10. ВЫБОР МАНЖЕТНЫХ УПЛОТНЕНИЙНазначим манжеты по ГОСТ 8752-79. Выбор манжеты осуществляется таким образом, чтобы согласовывались диаметр отверстия манжеты и диаметр вала d, наружный диаметр D1, ширина манжеты h1 с соответствующими размерами. Рис. 13 [1, стр. 430] В данном проектном расчете при подборе манжет будем учитывать только равенство диаметра вала и отверстия манжеты. Назначаем тип манжет 1. Наружный диаметр D1 соответствует ряду 1 ГОСТа. 10.1 Входной валРазмеры манжеты из ГОСТ 8752-79: d = 20 мм; D1 = 40 мм; h1 = 8 мм. 10.2 Выходной валРазмеры манжеты из ГОСТ 8752-79: d = 20 мм; D1 = 40 мм; h1 = 8 мм. 11. ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И СИСТЕМЫ СМАЗЫВАНИЯДля уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей. [1, стр. 172] Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колоса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло 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. [1, стр. 172] Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/c. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазывании. Кроме того, заметно возрастают потери мощности на перемешивание масла, повышается его температура. [1, стр. 172] Окружная скорость проектируемого зацепления (см. пункт "Расчет межосевого расстояния"): ν = 4.2 м/с. Картерная система смазывания подходит для проектируемой передачи. Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Преимущественное применение имеют масла. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимость от контактного напряжения о окружной скорости колес (табл. 10). Таблица 10 [1, табл. 11.1] Контактные напряжения σH, МПаРекомендуемая кинематическая вязкость, мм2/c при окружное скорости м/cдо 22…5св. 5Для зубчатых передач при 40оCДо 600600…10001000…1200346070285060224050Для червячных передач при 100оCДо 200200…250250…300253240202530151823Для предельного контактного напряжения 482.81 МПа и окружной скорости 4.2 м/с выбираем рекомендованное значение кинематической вязкости масла 28 мм2/c. По табл. 11 выбирают марку масла для смазывания зубчатых и червячных передач. [1, стр. 172] Таблица 11 [1, табл. 11.2] Марка маслаКинематическая вязкость, мм2/cДля зубчатых передач при 40оCИ-Л-А-22И-Г-А-32И-Г-А-46И-Г-А-6819…2529…3541…5161…75Для червячных передач при 100оCИ-Г-С-220И-Т-С-320Авиац. МС-20Цилиндровое 52142020,552Для рекомендуемой вязкости 28 мм2/c выбираем масло индустриальное И-Г-А-32. Уровень погружения должен быть таким, чтобы в масло был погружен венец зубчатого колеса. 12. ПОРЯДОК СБОРКИ ПРИВОДА, ВЫПОЛНЕНИЕ НЕОБХОДИМЫХ РЕГУЛИРОВОЧНЫХ РАБОТСборка редуктора осуществляется в следующей последовательности: насаживаем на валы зубчатые колёса и шестерни, затем одеваются стопорные кольца, упорные втулки для подшипников и сами подшипники. После этого собранные валы устанавливаются в корпус редуктора и заливается масло. Смазка подшипниковых узлов осуществляется с помощью солидола непосредственно заправленного в подшипники. Затем на корпус редуктора устанавливается крышка. Центрирование крышки осуществляется с помощью центрирующих штифтов. Затем крышка привинчивается к корпусу редуктора, стык покрывается герметиком. Следующий этап сборки – регулировка зубчатого зацепления и натяга в подшипниках. Регулировка зубчатого зацепления осуществляется с помощью регулировочных втулок, которые устанавливаются в отверстия под подшипники, затем устанавливают крышки подшипников и завинчивают болты, но не зажимая их. Проворачивая входной вал редуктора, в смотровом окне наблюдаем, как происходит зацепление зубчатых колёс. Для этого на шестернях, по середине, делаем засечку мелом, проворачиваем вал, и смотрим на отпечаток мела на зубчатом колесе. Если отпечаток находятся приблизительно по середине зубчатого колеса, то колёса установлены правильно, если нет, то снимаются крышки подшипников, вынимаются регулировочные втулки, подтачиваются, устанавливаются вновь и процедура регулировки зубчатого зацепления повторяется опять. Регулировка подшипников проводится с помощью набора прокладок, установленных под крышкой. Под крышки подшипников устанавливается набор прокладок и смотрится плавность хода валов. При необходимости прокладки добавляются или убираются. Регулировка в стакане. Регулировка зацепления осуществляется с помощью регулировочной гайки. Регулировка натяга в подшипниках осуществляется с помощью стопорной гайки. СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000. - 447 с., ил. 2. Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя. В 3-х томах. Т.1. - 6е изд., перераб и доп. - М.: Машиностроение, 1982. - 736с.:ил.