| ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
МЕНЮ
| Курсовая работа: Червячная передачаd(эл. двиг.) = 24 мм; d(1-го вала) = 20 мм; Передаваемый крутящий момент через муфту: T = 10,952 Нxм Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту: Tр = kр x T = 1,5 x 10,952 = 16,427 Нxм здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1]. Частота вращения муфты: n = 697,5 об./мин. Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 63-24-I.1-20-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]). Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами. см. = 0,782 МПа [см] = 1,8МПа, здесь zc=4 - число пальцев; Do=70 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=10 мм - диаметр пальца; lвт=15 мм - длина упругого элемента. Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45: и = 13,494 МПа [и] = 80МПа, здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами. Условие прочности выполняется. 6.2 Выбор муфты на выходном валу приводаДля аварийного одноразового выключения привода при непредусмотренном резком повышении нагрузки применяют муфты с разрушающимися элементами; включение привода возможно лишь после замены разрушенного элемента, что затрудняет эксплуатацию. В нашем случае аварийные ситуации маловероятны, поэтому вполне допустима установка предохранительной муфты со срезным штифтом. Выбор предохранительной муфты со срезным штифтом производится в зависимости от диаметров соединяемых валов и расчётного передаваемого крутящего момента. Диаметры соединяемых валов: d(выход. вала) = 40 мм; d(вала потребит.) = 40 мм; Передаваемый крутящий момент через муфту: T = 249,338 Нxм Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту: Tр = kр x T = 1,5 x 249,338 = 374,008 Нxм здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1]. Выбираем предохранительную муфты со срезным штифтом и проведём расчёт срезных штифтов. В качестве предохранительного штифта выбираем штифт диаметром d=3 мм по ГОСТ 3128-70. Вычислим радиус расположения срезного штифта: R = 132,278 мм 132,3 мм; здесь b ср = 400 МПа - предел прочности на срез для материала выбранного штифта. Муфты
7 Проверка прочности шпоночных соединений 7.1 Червячное колесо 1-й червячной передачиДля данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]). Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1]. см = 67,847 МПа [см] где Т = 249338,467 Нxмм - момент на валу; dвала = 50 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 56 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа. Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1]. ср = 16,962 МПа [ср] Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 75 = 45 МПа. Все условия прочности выполнены. Соединения элементов передач с валами
8. Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого червячного редуктора: = 0.04 x aw + 2 = 0.04 x 140 + 2 = 7,6 мм Так как должно быть 8.0 мм, принимаем = 8.0 мм. 1 = 0.032 x aw + 2 = 0.032 x 140 + 2 = 6,48 мм Так как должно быть 1 8.0 мм, принимаем 1 = 8.0 мм. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: b = 1.5 x = 1.5 x 8 = 12 мм. Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: b1 = 1.5 x 1 = 1.5 x 8 = 12 мм. Толщина нижнего пояса корпуса: без бобышки: p = 2.35 x = 2.35 x 8 = 18,8 мм. Округляя в большую сторону, получим p = 19 мм. при наличии бобышки: p1 = 1.5 x = 1.5 x 8 = 12 мм. p2 = (2,25...2,75) x = 2.65 x 8 = 21,2 мм. Округляя в большую сторону, получим p2 = 22 мм. Толщина рёбер основания корпуса: m = (0,85...1) x = 0.9 x 8 = 7,2 мм. Округляя в большую сторону, получим m = 8 мм. Толщина рёбер крышки: m1 = (0,85...1) x 1 = 0.9 x 8 = 7,2 мм. Округляя в большую сторону, получим m1 = 8 мм. Диаметр фундаментных болтов (их число 4): d1 = (0,03...0,036) x aw (тихоходная ступень) + 12 = (0,03...0,036) x 140 + 12 = 16,2...17,04 мм. Принимаем d1 = 20 мм. Диаметр болтов у подшипников: d2 = (0,7...0,75) x d1 = (0,7...0,75) x 20 = 14...15 мм. Принимаем d2 = 16 мм. соединяющих основание корпуса с крышкой: d3 = (0,5...0,6) x d1 = (0,5...0,6) x 20 = 10...12 мм. Принимаем d3 = 12 мм. Размеры, определяющие положение болтов d2 (см. рис. 10.18[1]): e (1...1,2) x d2 = (1...1.2) x 16 = 16...19,2 = 17 мм; q 0,5 x d2 + d4 = 0,5 x 16 + 5 = 13 мм; где крепление крышки подшипника d4 = 5 мм. Высоту бобышки hб под болт d2 выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб. 9. Расчёт реакций в опорах 9.1. 1-й валСилы, действующие на вал и углы контактов элементов передач: Fx3 = -273,788 H Fy3 = -907,518 H Fz3 = Fa3 = -2493,385 H Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры: Rx2 = = = 136,894 H Ry2 = = = 837,357 H Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y: Rx4 = = = 136,894 H Ry4 = = = 70,161 H Суммарные реакции опор: R1 = = = 848,473 H; R2 = = = 153,826 H; Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач: Fx2 = 2493,385 H Fy2 = -907,518 H Fz2 = Fa2 = -273,788 H Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры: Rx1 = = = -1246,692 H Ry1 = = = 636,284 H Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y: Rx3 = = = -1246,692 H Ry3 = = = 271,234 H Суммарные реакции опор: R1 = = = 1399,679 H; 10. Построение эпюр моментов валов 10.1 Расчёт моментов 1-го вала1 - е сечение Mx = 0 Н x мм My = 0 Н x мм M = = = 0 H x мм 2 - е сечение Mx = 0 Н x мм My = 0 Н x мм M = = = 0 H x мм 3 - е сечение Mx1 = = = 108856,37 H x мм Mx2 = = = 9120,97 H x мм My1 = = = 17796,22 H x мм My2 = = = 17796,22 H x мм M1 = = = 110301,472 H x мм M2 = = = 19997,438 H x мм 4 - е сечение Mx = 0 Н x мм My = 0 Н x мм M = = = 0 H x мм 10.2 Эпюры моментов 1-го вала
10.3 Расчёт моментов 2-го вала1 - е сечение Mx = 0 Н x мм My = 0 Н x мм M = = = 0 H x мм 2 - е сечение Mx1 = = = 47721,325 H x мм Mx2 = = = 20342,525 H x мм My = = = -93501,938 H x мм M1 = = = 104975,889 H x мм M2 = = = 95689,24 H x мм 3 - е сечение Mx = 0 Н x мм My = 0 Н x мм M = = = 0 H x мм 4 - е сечение Mx = 0 Н x мм My = 0 Н x мм M = = = 0 H x мм 10.4 Эпюры моментов 2-го вала
11. Проверка долговечности подшипников 11.1 1-й валВыбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7306 средней серии со следующими параметрами: d = 30 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника); D = 72 мм - внешний диаметр подшипника; C = 43 кН - динамическая грузоподъёмность; Co = 29,5 кН - статическая грузоподъёмность. = 12 Н. Радиальные нагрузки на опоры: Pr1 = 848,473 H; Pr2 = 153,826 H. Отношение 0,085; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,34. Здесь Fa = -2493,385 Н - осевая сила, действующая на вал. В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам: S1 = 0.83 x e x Pr1 = 0.83 x 0,34 x 848,473 = 239,439 H; S2 = 0.83 x e x Pr2 = 0.83 x 0,34 x 153,826 = 43,41 H. Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]): Pa1 = S2 + Fa = 43,41 + 2493,385 = 2536,795 H. Pa2 = -S2 = -43,41 H; Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле: Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa1) x Кб x Кт, где - Pr1 = 848,473 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]). Отношение 2,99 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 0,78. Тогда: Pэ = (0,4 x 1 x 848,473 + 0,78 x 2536,795) x 1,6 x 1 = 246,122 H. Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]): L = 29812157,033 млн. об. Расчётная долговечность, ч.: Lh = 712357396,249 ч, что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1 = 697,5 об/мин - частота вращения вала. Рассмотрим подшипник второй опоры: Отношение 0,282 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0. Тогда: Pэ = (1 x 1 x 153,826 + 0 x 43,41) x 1,6 x 1 = 246,122 H. Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]): L = 29812157,033 млн. об. Расчётная долговечность, ч.: Lh = 712357396,249 ч, что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1 = 697,5 об/мин - частота вращения вала. 11.2 2-й валВыбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 309 средней серии со следующими параметрами: d = 45 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника); D = 100 мм - внешний диаметр подшипника; C = 52,7 кН - динамическая грузоподъёмность; Co = 30 кН - статическая грузоподъёмность. Радиальные нагрузки на опоры: Pr1 = 1399,679 H; |
ИНТЕРЕСНОЕ | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|