Проверка прочности шпоночных соединений. Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их от

 

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их от проворачивания призматическими шпонками (рис. 4.14.). Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.

 

Рис. 4.14

 

Рабочая длина шпонки (рис. 4.15.):

 

Рис. 4.15

l_P = l_ст – b – (5-10);                      (4.209)

где: l_ст – длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты, мм;

в – ширина шпонки, мм;

Входной вал:

Шкив: сечение шпонки:

b = 8 мм; h = 7 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 4, 0 мм; ступицы: t₂ = 3, 3 мм;

Шестерня: сечение шпонки:

b = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5, 0 мм; ступицы: t₂ = 3, 3 мм;

Промежуточный вал:

Шестерня: сечение шпонки:

в = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5 мм; ступицы: t₂ = 3, 3 мм;

Колесо: сечение шпонки:

в = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5 мм; ступицы: t₂ = 3, 3 мм;

Выходной вал:

Колесо: сечение шпонки:

 в = 18 мм; h = 11 мм;

Глубина паза: вала: t₁ = 7, 0 мм; ступицы: t₂ = 4, 4 мм;

Муфта: сечение шпонки:

в = 14 мм; h = 9 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5, 5 мм; ступицы: t₂ = 3, 8 мм;

l_Pшкив. = 56 – 8 – 8 = 40 мм;

l_шкив. = 40 мм;

l_{Pшест. Б} = 82 – 12 – 10 = 60 мм;

l_{шест. Б} = 60 мм;

l_{Pколеса. Б} = 78 – 12 – 6 = 60 мм;

l_{колеса. Б} = 60 мм;

l_{Pшест. Т} = 82 – 12 – 10 = 60 мм;

l_{шест. Т} = 60 мм;

l_{Pколеса. Т} = 78 – 18 – 10 = 50 мм;

l_{колеса. Т} = 50 мм;

Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия:

σ _см = ;                    (4.210)

где: Т_i – вращающий момент на валу, Н · мм;

Z – число шпонок;

l_P – рабочая длина шпонки, мм;

d_i – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза вала, мм;

σ _см, [σ _см] – рабочее и допускаемое напряжение сжатия, МПа;

σ _см1 =                      (4.211)

σ _см1 =  МПа;

σ _см1 < [σ _см]

σ _см2 =                       (4.212)

σ _см2 =  МПа;

σ _см2 < [σ _см]

σ _см3 =                   (4.213)

σ _см3 =  МПа;

σ _см3 < [σ _см]

σ _см4 =                  (4.214)

σ _см4 =  МПа;

σ _см4 < [σ _см]

σ _см5 =                   (4.215)

σ _см5 =  МПа;

σ _см5 < [σ _см]

 

Выбор и расчет муфт

 

Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от расчетного вращающего момента Т_р и диаметров соединяемых валов.

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины.

Расчетный вращающий момент, Н·м:

Т_р = К_р · Т_ПВ;                               (4.216)

где: К_р = 1, 5 – коэффициент режима работы для привода от электродвигателя;

Т_ПВ – момент на приводном валу машины, Н·м;

Т_р = 1, 5 · 490, 99 = 736, 5 Н·м;

Расчет фланцевой муфты

Пальцы муфты проверяют на изгиб по сечению А-А (рис. 4.16).

Рис. 4.16

Условие прочности пальца на изгиб:

σ _Н = ;   (4.217)

где: Т_р – расчетный вращающий момент, Н ·мм;

l_П – длина пальца, мм;

D₀ – диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев, мм;

z – число пальцев;

d_П – диаметр пальца, мм;

[σ _Н] = 90 МПа – допускаемое напряжение на изгиб для пальцев;

σ _Н =  МПа;

47, 36< 90.

Условие прочности пальцев выполняется.

Резиновая втулка проверяется на смятие:

σ _СМ = ;      (4.218)

σ _СМ = ;

 

Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников

 

Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендаций теории смазывания.

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора χ _З.П.:

χ _З.П = ;     (4.219)

где: Н_HV – твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев шестерни, МПа;

σ _Н – рабочее контактное напряжение, МПа;

V – окружная скорость в зацеплении, м/с;

Н_HV1 = 322 МПа; σ _Н1 = 344, 36 МПа; V = 1, 404 м/с;

χ _З.П = ;

Н_HV2 = 322 МПа; σ _Н2 = 209, 2 МПа; V = 3, 56 м/с;

χ _З.П = ;

ν _Т = 130 · 10⁶ м²/с;

ν _Б = 55 · 10⁶ м²/с;

ν _ср = ;                 (4.220)

ν _ср =  м²/с;

Вязкость масла n, соответствующая значению коэффициента , определяется из графика (рис. 4.17).

 

Рис. 4.17

Марка масла выбирается по среднему значению вязкости из прил., табл. П. 19; [9, табл. 19.1].

 

По полученному значению средней вязкости подбираем масло:

Индустриальное (ГОСТ 20799 – 88):

И – 100А.

 

Рекомендуемые посадки деталей

4.14.1 Посадки ступиц зубчатых колес на валы:

прямозубое колесо со шпонкой – Н7/р6;

косозубое колесо со шпонкой – Н7/r6, Н7/s6.

 

4.14.2 Посадка шкива ременной передачи на вал:

шкив со шпонкой при умеренных толчках нагрузки – Н7/m6, Н7/n6.

 

4.14.3 Посадки подшипников качения на вал:

посадка в корпус – Н7/l0;

посадка на вал – l0/к6.

 

4.14.4 Посадка крышек подшипников в корпус:

крышка глухая – Н7/d11;

крышка проходная -H7/h8.

 

Посадка разделительных колеи на вал - D 9/к6.

За ключение

 

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А132 М6, определены передаточные отношения ременной и зубчатой передач U_р = 1, 5, U_Б = 2, 44, U_Т = 2, 7, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора n₁=646, 7, n₂=239, 5, n₃=98, 2, n_пв=98, 2, Р₁=5, 6 кВт, Р₂=5, 3 кВт, Р₃=5, 1 кВт, Т₁=82, 54 Н∙ м, Т₂=209, 66 Н∙ м, Т₃=490, 99 Н∙ м, Т_пв=490, 99 Н∙ м.

Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи 2058 ч.

Используя недорогие, но достаточно прочные стали 45Х, 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.

Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора, с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность 2908990 ч.

Для соединения редуктора с приёмным валом машины из стандартов выбрана муфта, и её отдельные элементы проверены на прочность.

Расчетным путём определена марка масла И-100А для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень масла 2, 5 литра.

По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей. Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.

Полученные навыки проектирования могут быть использованы при выполнении проектно-конструкторских работ по специальным дисциплинам.

Библиографический список

 

1. Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “Детали машин и основы конструирования” / Здор Г. П. Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2000. 68 с.

2. Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 5-е, перераб. и доп. М.: Высшая школа, 1988.447с.

3. Проектирование механических передач: Учеб. Пособие для не машиностроительных вузов / С.А. Чернышевский, Г. М. Цикович, В. А. Киселев и др. 4-е изд. Перераб. М.: Машиностроение, 1976. 608 с.

4. Здор Г. П. Расчет ременных передач: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Г. П. Здор, А. В. Бородин / Омская гос. акад. путей сообщения. Омск, 1997. 22с.

5. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для машиностр. специальностей вузов. 4-е изд., перераб. / М. Н. Иванов. М.: Высшая школа, 1984. 336 с.

6. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие / Под ред. С. А. Чернавского. 5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1988. 560 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / В. Н. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьев и др.; Под ред. В. Н. Кудрявцева. Л.: Машиностроение, 1984. 400 с.

8. Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора / Р. И. Гжиров. М.: Машиностроение, 1984. 464 с.

9. Кудрявцев В. Н. Детали машин / В. Н. Кудрявцев. Л.: Машиностроение, 1980. 464 с.

⇐ Предыдущая12345

Поделиться: