Расчёт посадки с натягом проводят в следующем порядке.

1. Среднее контактное давление на посадочных поверхностях отверстия и вала (МПа):

где К - 3, 5; 4 - коэффициент запаса сцепления, соответственно для звёздочки цепной и шкива ремённой передач;

d и 1 - соответственно диаметр и длина посадочного отверстия в ступице насадной детали, мм;

f = 0, 14 - коэффициент трения при сборке деталей методом нагрева охватывающей детали.

2. Деформация деталей (мкм):

)+(0, 9452 ·10^-5))=167, 45·10^-2=1.67

где E₁ и Е₂ - модули упругости материалов охватывающей и охватываемой деталей, МПа. Для сталей Е=2, 1·10⁵; для чугунов Е=0, 9·10⁵;

С₁ и С₂ - коэффициенты, C1=l; С₂ определяется по формуле:

где d - посадочный диаметр, мм;

d₂ =(l, 2...1, 8)d - наружный диаметр ступицы охватывающей детали, мм. В первоначальном расчёте следует принять d₂=l, 5d. Большее или меньшее значения принимают в случае, если невозможно подобрать стандартную посадку ступицы на вал с рассчитанной величиной [N]_min и [N]_max;

𝝁 - коэффициент Пуассона материала охватывающей детали. Для стали 𝝁 =0, 3; для чугуна 𝝁 =0, 25.

Максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей

детали (МПа):

[p]_MA_Х=0, 5σ _Т[l-(d/d₂)],

где σ _т - предел текучести охватывающей детали, МПа.

4. Минимальный требуемый натяг (мкм):

[N]_min≥ 𝜟 [N]_min≥ 1, 67

6. Максимальная деформация соединения, допускаемая прочностью охватывающей детали (мкм):

Максимальный допускаемый натяг соединения (мкм):

По значениям [N]_min и [N]_max выбираем стандартную посадку, у которой N_min≥ [N]_min, а N_MAX≤ [N]_MAX

27G7/s5 ( / )

N_min = 0, 028мм≥ [N]_min =1.67 мкм

N_max =0, 016мм≤ [N]_max =100 мкм

Температура нагрева охватывающей детали для сборки (°С):

Расчёт подшипников качения.

Предварительный выбор подшипников качения.

Выбор рационального вида и типоразмера подшипников для заданий условий работы вала малой насадной детали открытой передачи зависит от следующих факторов:

величины радиальной нагрузки;

наличия или отсутствия осевой нагрузки;

величины силы натяжения гибкой связи;

частоты вращения внутреннего кольца;

требуемого срока службы;

Схемы установки.

При проектировании механизмов общего назначения рекомендуется назначать подшипники лёгкой или средней серии. Для ремённых и цепных передач из-за отсутствия осевых нагрузок рекомендуется применять шариковые радиальные однорядные подшипники.

Номер подшипника определяется по диаметру отверстия внутреннего кольца из справочной литературы [2, 8, 10, 12], после чего следует выписать все его геометрические и эксплуатационные характеристики.

Номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца d (мм).

Номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца D (мм).

Ширина подшипника В (мм).

Номинальная координата монтажа фаски r (мм).

Базовая динамическая радиальная расчётная грузоподъёмность С (Н).

6. Базовая статическая радиальная расчётная грузоподъёмностьС₀ (Н).

7. Масса подшипника m (кг).

8. Предельная частота вращения n (мин^-1).

Для данного вала из таблицы шариковых радиальных однорядных подшипников выбираем подшипник средней серии марки 305.

1. d=25 мм.

2. D=62 мм.

3. B=17 мм.

4. r=2 мм.

5. C=11400 Н.

6. C₀=22500 Н.

7. m=0, 230 кг.

8. n=16000 мин^-1

Проверка подшипника на долговечность.

После предварительного выбора подшипника качения и конструирования вала следует провести проверочный расчёт подшипников качения на долговечность по динамической грузоподъёмности [2, 12].

Исходные данные:

рабочая частота вращения вала n (мин^-1);

n=200 мин^-1

радиальная нагрузка R_r (Н);

R_r=805 Н

осевая нагрузка R_a (Н);

R_a=0 Н

рекомендуемый заданный срок службы (ресурс) для машин, используемых круглосуточно: [L_h]=40000 часов.

Условие долговечности шарикоподшипника (ч):

Где

a₁=0, 62 - коэффициент, зависящий от требуемой вероятности безотказной работы подшипника, равной 95%;

а₂₃=0, 7 - коэффициент надёжности для обычных условий применения подшипника;

С - динамическая грузоподъёмность подшипника, кН;

Р_экв - эквивалентная динамическая нагрузка, кН:

X=0.56

k_b=1.4

k_T=1

где X - коэффициент радиальной нагрузки [2, 8, 12];

Y - коэффициент осевой нагрузки [2, 8, 12];

V - коэффициент вращения: при вращении внутреннего кольца V=l, внешнего - V=l, 2;

k_b - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки [2, 8, 12];

k_t - температурный коэффициент, при t до 100°С к_т=1. Если условие не выполняется, следует увеличить ширину подшипника. Если условие выполняется, следует сделать вывод о пригодности подшипника к работе.

Вывод:

В ходе выполнения курсового проекта нами был выполнен расчет электромеханического привода, посредством плоскоременной и зубчатой конической передач.

Расчет включает в себя следующие этапы:

· Составление кинематической схемы электромеханического привода и оформление ее чертежа.

· Подбор электродвигателя.

· Расчет передаточных чисел передач привода, частот вращения, мощностей вращающих моментов валов.

· Подбор зубчатого редуктора.

· Расчет открытой передачи.

· Расчет и конструирование вала открытой передачи.

· Подбор муфты и оформление чертежа ее общего вида.

· Оформление расчетно-пояснительной записки.

· Оформление рабочего чертежа вала открытой передачи.

Библиографический список:

1. Анурьев В. И.Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т.: Т. 1. 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001. – 912 с.: ил.

2. Решетов Д. Н.Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных механических специальностей вузов.— 4-е изд., перераб. и доп.— М.: Машиностроение, 1989.— 496 с: ил.

3. Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. К93 пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др.—2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с: ил.

4. Шейнблит А. Е.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие.Изд-е 2-е, перераб. и дополн. — Калининград: Янтар. сказ.2002. — 454 с: ил., черт. — Б. ц.

1 2 3 45