Поиск

Полнотекстовый поиск:
Где искать:
везде
только в названии
только в тексте
Выводить:
описание
слова в тексте
только заголовок

Рекомендуем ознакомиться

'Документ'
Административно-правовые гарантии прав и свобод граждан. Особенности административно-правового статуса иносранных граждан и лиц без гражданства....полностью>>
'Конкурс'
"В третий раз закинул он невод, - Пришел невод с одною рыбкой". 3. Сколько времени была старуха царицей? Две недели. «Вот неделя, другая проходит…» 4....полностью>>
'Документ'
Смирнова Е.Т. Физическое воспитание детей раннего и дошкольного возраста. – М.: Просвещение, 1978. Смоленская Р.М. Участок детского сада. – М.: Просве...полностью>>
'Документ'
ч. с суммой взимаемой платы за услуги банка ознакомлен и согласен. Подпись плательщика Квитанция Кассир ИНДИВИДУАЛЬНЫЙ ПРЕДПРИНИМАТЕЛЬ ПЕТРОВ ВАДИМ АН...полностью>>

Главная > Пояснительная записка

Сохрани ссылку в одной из сетей:
Информация о документе
Дата добавления:
Размер:
Доступные форматы для скачивания:

2.7 Выбор системы смазки и смазочных материалов

Для смазывания червячной передачи применена картерная схема. Расположение червяка нижнее. Для смазывания подшипников червячного колеса на червяке установлены разбрызгиватели. Они же выполняют функцию маслоотражательных колец для защиты подшипников червяка от попадания продуктов износа передачи. Так как установлены разбрызгиватели, масло заливают до центра нижнего тела качения подшипника.

Для смазывание передачи используется масло И-Т-С-320 ГОСТ 17479.4-87 [1, c. 198].

2.8 Проектирование реактивной тяги

2.8.1 Функциональное назначение

Реактивная тяга удерживает мотор-редуктор в процессе работы от проворачивания. Привод оснащен концевым выключателем, что предохраняет механизм от поломок в нештатных ситуациях. Выключение электродвигателя происходит при отклонениях мотор-редуктора более чем на 15° от вертикали.

2.8.2 Описание конструкции

Реактивная тяга представляет собой стержень, один конец которого шарнирно закреплен на металлоконструкции. На втором конце имеется пружина, которая с одной стороны упирается в крышку корпусной детали, а с другой стороны поджимается гайкой, накрученной на реактивную тягу. Гайка позволяет регулировать сжатие пружины. Упор со стороны крышки оборудован двумя шайбами со сферическими поверхностями, что обеспечивает перпендикулярность торца пружины ее оси при повороте мотор-редуктора. Пружина закрыта защитным кожухом.

2.8.3 Расчет стержня реактивной тяги на прочность

Определим средний диаметр резьбы [2, c. 39]

где Fa – осевая сила, - коэффициент высоты резьбы, - коэффициент высоты гайки, [p] – допустимое контактное давление.

Выбираем диаметр d2=10 мм.

2.8.4 Выбор пружины для реактивной тяги

Исходные данные для расчета пружины: номинальный крутящий момент на тихоходном валу T=460 Нм, расстояние от оси тихоходного вала до оси реактивной тяги l=270 мм, ход пружины h=90 мм.

Крутящий момент на тихоходном валу при пуске

Сила, действующая на пружину при номинальном режиме работы

Сила, действующая на пружину при пуске

Граничные значения силы F3 определим по формуле [4, с.200, табл. 10]

По ГОСТ 13775-86 выбираем пружину d=7 мм, D1=38 мм, c1=789.8 Н/мм, s'3=10.98, F3=4.25 КН.

Жесткость пружины

Количество рабочих витков пружины

Полное число витков

где n2-число опорных витков.

Предварительная деформация пружины

Рабочая деформация пружины

Максимальная деформация пружины

Длина пружины при максимальной деформации

где n3 – число обработанных витков

Длина пружины в свободном состоянии

Длина пружины при предварительной деформации

Длина пружины при рабочей деформации

Шаг пружины в свободном состоянии

Таким образом, выбрана пружина со следующими параметрами:

D=31 мм, d=7 мм, t=17.98 мм, l1=320 мм, l2=231 мм, n1=34.

2.9 Расчет соединений

2.9.1 Соединение венец - ступица червячного колеса

Способ соединения - посадка с натягом. Посадка должна быть выбрана из условия нераскрытия стыка. Материал ступицы – сталь, материал венца – бронза.

Среднее контактное давление [1, c. 86]

где К – коэффициент запаса сцепления, К=3 [1, с. 86]; Т – крутящий момент на колесе, Нм; d – диаметр соединения, мм; l – длина сопряжения, мм; f – коэффициент трения.

Деформация деталей [1, c. 86]

C1,C2 – коэффициенты жесткости [1, c.87]

где Е – модуль упругости, МПа. μ – коэффициент Пуассона.

Поправка на обмятие микронеровностей, мкм [1, c.87]

где Ra1, Ra2 – средние арифметические отклонения профиля поверхностей.

Поправка на температурную деформацию, мкм [1, c.87]

где t1, t2 – средняя объемная температура соответственно обода центра и венца колеса, α – коэффициент температурного расширения.

Минимальный натяг (мкм), необходимый для передачи вращающего

момента [1, c.87]

Максимальный натяг (мкм) допускаемый прочностью деталей

(ступицы, венца) [1, c.87]

где , мкм – максимальная деформация, допускаемая прочностью деталей соединения, где (МПа) – максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей или охватываемой детали, меньшее из двух: [1, c.87]

мкм

Выбор посадки. По значениям и выбирают одну из посадок, удовлетворяющих условиям: .

По табл. 6.3 [1] выбираем посадку H7/u7.

Для выбранной посадки определим температуру нагрева охватывающей детали для сборки, °С [1, c.89]

где Zсб – зазор, мкм, для удобства сборки.

2.9.2 Соединение приводной вал – ступица червячного колеса

Расчет осуществляется по критерию прочности – отсутствию смятия ступицы. Передача вращающего момента между ступицей червячного колеса и приводным валом осуществляется с помощью призматической шпонки. Материал ступицы – сталь 45.Диаметр концевого участка приводного вала 40 мм, выбираем шпонку по ГОСТ 23360-78 12х8. Необходимая рабочая длина шпонки, мм [2, c.61]

где Т – передаваемый момент, Нм; d – диаметр вала, мм, к – глубина врезания шпонки в ступицу, k=0.47h [2, c.60]. Принимаю l=50 мм.

2.9.3 Резьбовое соединение глухой крышки подшипника червяка с корпусом

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 1. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=4.

Отрывающая сила, действующая на крышку

Условие нераскрытия стыка может быть записано так:

где - минимальное напряжение сжатия в стыке после приложения внешней нагрузки. Для выполнения этого условия вводят коэффициент запаса по нераскрытию стыка k=1,3…1,5. Принимаем k=1.4.

В данном случае всего один силовой фактор – отрывающая сила Fz, поэтому из условия нераскрытия стыка можем записать

где -коэффициент основной нагрузки. Таким образом, сила затяжки

Напряжение растяжения стержня болта

МПа

требуемый класс прочности болтов 3.6.

2.9.4 Резьбовое соединение проходной крышки подшипника червяка с корпусом

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 2. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=6.

Приведем все силы в центр масс соединения. Опрокидывающий момент от действия силы реактивной тяги . Отрывающая сила .

Напряжение, которое необходимо создать силой затяжки винтов

где - площадь стыка.

Напряжение от отрывающей силы

Напряжение от опрокидывающего момента

где момент сопротивления стыка.

Напряжение растяжения стержня болта

Требуемый класс прочности болтов 4.8.

2.9.5 Резьбовое соединение боковой крышки с корпусом

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 3. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=12.

Приведем все силы в центр масс соединения. Опрокидывающий момент от действия силы, действующее на подшипник, . Отрывающая сила .

Напряжение, которое необходимо создать силой затяжки винтов

Напряжение от отрывающей силы

Напряжение от опрокидывающего момента

где момент сопротивления стыка.

Напряжение растяжения стержня болта

Требуемый класс прочности болтов 3.6.

Рис. 1

Рис. 2

Рис. 3

2.9.6 Резьбовое соединение кронштейна реактивной тяги с металлоконструкцией

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 4. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=4.

Сила, действующая на тягу

Напряжение растяжения стержня болта

требуемый класс прочности болтов 3.6.

Рис. 4

2.9.7 Расчет оси вилки реактивной тяги на срез

Критерий – прочность оси (на срез). Материал оси – сталь 45. Материал вилки – сталь 3.

Касательные напряжения в оси вилки

где F – сила, действующая на реактивную тягу, i – количество плоскостей среза, d – диаметр оси.

Допустимое касательное напряжение

Таким образом, ось удовлетворяет критерию прочности.

2.9.8 Расчет кронштейна реактивной тяги на смятие

Критерий – прочность (смятие кронштейна). Материал кронштейна - сталь 3.

Допустимые напряжения

Таким образом, кронштейн удовлетворяет критерию прочности.

3. Проектирование приводного вала

3.1 Описание конструкции

Приводной вал имеет 2 опоры. В качестве опор выбраны сферические двухрядные подшипники, чтобы скомпенсировать возможную неточность монтажа корпусов подшипников, а также прогибы вала в процессе эксплуатации, так как эти подшипники допускают значительный взаимный перекос осей внутренних колец.

Одна из опор приводного вала фиксирующая (наиболее нагруженная), другая – плавающая. Осевая фиксация внешнего кольца подшипника осуществляется за счет двух колец, внутреннего – за счет пружинного кольца.

Корпуса подшипников стандартные ШМ-85 ГОСТ 13218.1-80 , крышки МС85х40 ГОСТ 13219.7-81. В полости корпусов закладывается смазка Литол 24 ГОСТ 21150-87 [5, c. 324].

Звездочки кованые, приварены к ступицам. Передача момента от ступицы к приводному валу осуществляется с помощью призматической шпонки. Осевая фиксация звездочек осуществляется с помощью установочных винтов. Осевая фиксация мотор-редуктора на приводном валу осуществляется за счет концевой шайбы.

3.2 Подбор подшипников качения на заданный ресурс

Определим реакции в опорах. Расчетная схема приводного вала согласно [6, c.4] представлена на рис. 8.

Разность натяжений между ведущими и ведомыми ветвями определяет полезную окружную силу на двух тяговых звездочках:

Отношение натяжений ветвей на двух тяговых звездочках

Радиальная нагрузка на валу от тяговой цепи на двух звездочках

Нагрузка вала от силы реактивной тяги редуктора

Найдем силу .

Найдем реакции в опорах.

Рис. 8

Таким образом, наиболее нагруженная опора А, Fr=6365H.

Проверим предварительно выбранный подшипник 1209 на ресурс.

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Cr=22.0КН, C0r=10КН, е=0.21.

Осевая нагрузка отсутствует, поэтому X=1, Y=2.97 [1, c. 461].

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при КБ=1.4 [1, табл. 7.6] и КТ=1 (tраб<100°C):

Вычисляем расчетный скорректированный ресурс при a1=1 (вероятность безотказной работы 90%), а23=0.35 (обычные условия применения [1, c. 117]) и к=3 (шариковый подшипник)

Расчетный ресурс больше требуемого 8000ч.

Проверка выполнения условия . Для этого выполним следующие расчеты при наибольших значениях заданных сил для более нагруженной опоры А.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипника опоры A:

Условие выполнено: .

3.3 Расчет вала на статическую прочность и сопротивление усталости

3.3.1 Определение внутренних силовых факторов

При составлении расчетной схемы учитываем, что условная шарнирная опора для радиального подшипника расположена на середине ширины подшипника (см. 3.3). Коэффициент перегрузки при расчете на статическую прочность . Вал изготовлен из стали 45 со следующими характеристиками: временное сопротивление, предел текучести, предел текучести при кручении, предел выносливости при изгибе , предел выносливости при кручении , коэффициент выносливости к асимметрии цикла . Вал изготовлен без поверхностного упрочнения [1, c. 191].

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов (рис. 8) и конструкции узлов следует, что опасными являются сечения:

I-I – концевой участок вала, сечение нагружено крутящим моментом, концентратор напряжений – шпоночный паз;

II-II – место установки левого по рисунку подшипника на вал. Сечение нагружено крутящим и изгибающим моментом, концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал;

III-III – место установки правой по рисунку звездочки на вал. Сечение нагружено крутящим и изгибающим моментом, концентратор напряжений – шпоночный паз.

Определим силовые факторы для опасных сечений.

Сечение I-I

Крутящий момент

Сечение II-II

Изгибающий момент

Крутящий момент

Сечение III-III

Изгибающий момент

Крутящий момент

3.3.2 Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала

Сечение I-I

Сечение II-II

Сечение III-III

3.3.3 Расчет вала на статическую прочность

Вычислим нормальные и касательные напряжения, а также значение общего коэффициента запаса прочности по пределу текучести в каждом из опасных сечений вала.

Сечение I-I

Напряжение от кручения

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Сечение II-II

Напряжение от изгиба

Напряжение от кручения

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

, .

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Сечение III-III

Напряжение от изгиба

Напряжение от кручения

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

, .

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Статическая прочность вала обеспечена: во всех опасных сечениях

3.3.4 Расчет вала на сопротивление усталости

Вычислим значения общего коэффициента запаса прочности в каждом из опасных сечений вала.

Сечение I-I

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

Для передачи вращающего момента на консольном участке вала предусмотрена шпонка. Шпоночный паз является концентратором напряжений. По табл. 10.7 и 10.12 [1] соответственно коэффициент влияния абсолютных размеров , эффективный коэффициент концентрации напряжений . Параметр шероховатости поверхности Ra=0.8 мкм, [1, табл. 10.8]. Поверхность вала без упрочнения, [1, табл. 10.9].

Коэффициент снижения предела выносливости

Предел выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении равен в данном случае коэффициенту запаса по касательному напряжению

Сечение II-II

Внутреннее кольцо подшипника установлено на валу с натягом, поэтому концентратор напряжений в соединении – посадка с натягом. По [1, табл. 10.13] , . Ra=0.8 мкм, [1, табл. 10.8]. Поверхность вала без упрочнения, [1, табл. 10.9].

Коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

Сечение III-III

Для передачи вращающего момента предусмотрена шпонка. Шпоночный паз является концентратором напряжений. По табл. 10.7 и 10.12 [1] соответственно коэффициент влияния абсолютных размеров, , эффективный коэффициент концентрации напряжений . Параметр шероховатости поверхности Ra=0.8 мкм, [1, табл. 10.8]. Поверхность вала без упрочнения, [1, табл. 10.9].

Коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

Сопротивление усталости вала обеспечено: во всех опасных сечениях

3.4 Расчет соединений

3.4.1. Шпоночное соединение звездочка - приводной вал

Расчет осуществляется по критерию прочности. Передача вращающего момента между ступицей звездочки и приводным валом осуществляется с помощью призматической шпонки. Диаметр приводного вала 55 мм, выбираем шпонку по ГОСТ 23360-78 16х10. Необходимая рабочая длина шпонки, мм [2, c.61]

Минимально возможная длина . Принимаю длину шпонки .

3.4.2 Расчет сварного соединения звездочки со ступицей

Сварное соединение тавровое, шов угловой двусторонний. Принимаю катет сварного шва к=5, сварка ручная дуговая электродом обычного качества. Выполним проверочный расчет по условным касательным напряжениям.

Момент сопротивления опасного сечения

d – диаметр сопряжения ступицы и звездочки, s – ширина опасного сечения. Коэффициент 2 означает, что шов двусторонний.

Касательные напряжения в опасном сечении

Допускаемое напряжение сварного шва [2, c. 13]. Коэффициент 0.6 соответствует электроду обычного качества. Допускаемое напряжение на растяжение для основного металла для стали 45 [2, c. 13]. Тогда . Возникающие в сварном шве напряжения не превышают допустимые, следовательно, прочность шва достаточна.

Список литературы

1. Конструирование узлов и деталей машин: учебн. пособие для студ. высш. учебн. заведений/ П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов. – 11-е изд., стер. – М.: Издательский центр «Академия», 2008. – 496 с.

2. Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу "Соединения" курса "Основы конструирования деталей и узлов машин". Л.П. Варламова, В.П. Тибанов. Изд-во МГТУ им. Баумана

3. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-ч т. Т.1. – 6-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1982. -736 с., ил.

4. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-ч т. Т.3. – 9-е изд., перераб. и доп./ под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2006. – 928с.

5. Атлас конструкций узлов и деталей машин: Учеб. пособие/ Б.А. Байков, А.В. Клыпин, И.К. Ганулич и др.; Под ред. О.А. Ряховского. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005. – 384 с.: ил.

6. Расчеты приводных валов, методические указания, МГТУ им. Н.Э.Баумана 2011.

Приложения



Похожие документы:

  1. Г. Л. Савицкая анализ хозяйственной деятельности предприятия

    Документ
    ... студентов ... ДМ): PV = A ДМ. Рассчитаем ДМ ... записка), справка, заключение. Пояснительная записка ... 05 (+0,05) • 5400 = +270 Второй сорт 4000 0,30 0,25 -0,05 (-0,05) ■ 4000 = -200 Итого - 1,00 1,00 ... PI = I££d = о,97; 757,1 346,5-3 + 236,8-4 + 149,2-5 , „ ... (ПЗ), ...

Другие похожие документы..