49748

Электромеханический привод

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Определяем по формуле где КПД быстроходной ступени цилиндрического редуктора; принимаем ; КПД тихоходной ступени цилиндрического редуктора; принимаем ; КПД конической передачи; принимаем ; КПД одной пары подшипников; принимаем ; k – число пар подшипников в механизме; k=3. Определяем частоту вращения выходного вала привода . Определяем выходную мощность привода . Передаточное соотношение привода разбиваем по ступеням в соответствии с соотношением где передаточное отношение быстроходной ступени; передаточное отношение тихоходной...

Русский

2014-01-07

812.1 KB

17 чел.

1

Казанский Национальный Исследовательский Технический Университет им. А.Н. Туполева

Кафедра Основы Конструирования

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

по дисциплине Основы конструирования

Тема проекта:Электромеханический привод

Проект принят с оценкой              выполнил:

__________________________                 студент группы 3333

Комиссия:                     Хайруллин А.А.

__________________________                    Консультант

__________________________               доцент Карбовский В.А.

__________________________

Казань-2013

Оглавление

1 Общий расчет привода 2

1.1 Выбор приводного двигателя 2

1.2 Кинематический расчет 4

1.3 Силовой расчет 5

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи 7

2.1 Выбор материалов 7

2.2 Расчет допускаемых напряжений 8

2.3 Расчет геометрических размеров 9

3. Расчет конической передачи 13

3.1 Выбор материалов 13

3.2 Расчет допускаемых напряжений 15

3.3 Расчет геометрических размеров 16

4. Проектирование валов 19

4.1 Эскизная компоновка 19

4.2 Выбор материалов 22

4.3 Расчет нагрузок, действующих на выходной вал 23

4.3.1 Расчет сил, действующих в зацеплении конической передачи 23

4.3.2 Расчет нагрузок, действующих на выходной вал 25

4.4 Конструирование валов 28

4.5 Расчет на статическую прочность 31

4.6 Расчет выходного вала на усталостную прочность 32

5. Выбор и расчет подшипников выходного вала 36

6. Расчет допусков размеров и допусков формы участков выходного вала 39

7. Выбор и расчет предохранительной муфты 44

Список использованной литературы 46

Спецификация 47


  1.  


  1.  Общий расчет привода
  2.  Выбор приводного двигателя

Структурная схема механизма приведена на рис.1

Рис.  1

Привод состоит из электродвигателя (ЭД), цилиндрического редуктора открытого типа, состоящего из быстроходной передачи (,), тихоходной ступени (,) и конического редуктора (,).

Выбор двигателя выполняем по условию

,

где

-мощность двигателя;

-потребная мощность двигателя.

Потребную мощность двигателя находим по формуле

,

где

- мощность на выходном валу привода;

- общий КПД привода.

Определяем по формуле

,

где

- КПД быстроходной ступени цилиндрического редуктора; принимаем ;

- КПД тихоходной ступени цилиндрического редуктора; принимаем ;

- КПД конической передачи; принимаем ;

- КПД одной пары подшипников; принимаем ;

k  число пар подшипников в механизме; k=3.

.

Выходную мощность привода находим по формуле

,

где  - угловая скорость вращения вала привода.

Определяем частоту вращения выходного вала привода

.

Тогда

.

Определяем выходную мощность привода

.

Тогда потребная мощность двигателя

.

Выбираем двигатель ДПМ-30-Н1, Н2-03.

Общий вид электродвигателя его габаритные и присоединительные размеры представлены на рис.2.

Рис.  2

Основные технические и габаритные характеристики двигателя приведены в табл.1

Таблица 1

Мощность двигателя

4,62,Вт

Скорость вращения выходного вала двигателя

4500,об/мин

Вращающий момент двигателя

9,8, Нмм

d30

30, мм

l30

69,мм

d1

M3x0,35

l1

10,5,мм

  1.  Кинематический расчет

Общее передаточное отношение привода

.

Передаточное соотношение привода разбиваем по ступеням в соответствии с соотношением

,

где

- передаточное отношение быстроходной ступени;

- передаточное отношение тихоходной ступени;

- передаточное отношение конической передачи; принимаем

Определяем передаточное отношение цилиндрического редуктора

.

Передаточные отношения ступеней цилиндрического редуктора , определяем из номограммы определения передаточных отношений цилиндрического редуктора, обеспечивающей минимальный приведенный момент инерции привода и принимаем

Определяем частоты вращений валов.

Частота вращения первого вала

,

Частота вращения второго вала

,

Частота вращения третьего вала

,

Частота вращения четвертого вала

.

Проверяем отклонение частоты вращения выходного вала привода от заданного значения

.

  1.  Силовой расчет

Вращающий момент на первом валу ,.

Вращающий момент на втором валу

, Нмм.

Вращающий момент на третьем валу

, Нмм.

Вращающий момент на четвертом валу

, Нмм.

Результаты расчетов приведены в табл.2

Таблица 2

Номер вала

Частота вращения n, об/мин

Вращающий момент, T Нмм

1

4500

9,8

2

1500

29,35

3

225,22

169,54

4

90,09

390,25


  1.  Расчет цилиндрической зубчатой передачи
  2.  Выбор материалов

Выбор материалов для изготовления зубчатых колес обусловлен особенностями их работы. Повышение долговечности зубчатых передач, особенно при значительных силовых нагрузках, может быть достигнуто, если шестерни (зубья малого колеса), нагружаемые чаще, выполнить с более высокой твердостью рабочих поверхностей по сравнению с колесом. С этой целью для изготовления шестерни выбирают более качественный материал или предусматривают упрочнение зубьев.

Твердость материала HВ<350 позволяет проводить чистовую нарезку зубьев после термообработки. При этом можно получить высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. При HB<350 зубчатые колеса улучшенные.

В том случае, когда нужно иметь особо высокую твердость рабочих поверхностей зубьев при достаточно вязкой сердцевине, целесообразно прибегать к поверхностным термическим и химико-термическими упрочнениями, заключающимся в нагреве материала до определенной температуры с последующим быстрым или медленным охлаждением.

Важнейшим условием правильной термообработки сталей является подбор необходимого температурного режима в зависимости от марки стали.

Термическая обработка стали разделяется на закаливание, отпуск и отжиг.

Закаливание стали применяется для повышения ее твердости. Мягкие малоуглеродистые стали (Ст. 25) и железо (Ст.10; Ст.20) не калятся; углеродистые (Сталь 45; Сталь 50) и инструментальные (У8; У9; У10; У10А и другие) увеличивают свою твердость при закалке в три-четыре раза.

Процесс закаливания состоит в нагревании стали до температуры калки (для каждой марки своя) и в быстром охлаждении в масле или воде.

В закаленном состоянии сталь обладает большой твердостью, но вместе с тем и хрупкостью. Чтобы придать ей вязкость, производится отпуск стали после закалки. Для этого ее нагревают до температуры 220-300 С и медленно охлаждают в воздухе. Твердость стали при этом несколько уменьшается, структура ее изменяется, и она становится более вязкой. Меняя температуру отпуска, можно получить разные механические свойства. При нагреве стали на воздухе ее поверхность окрашивается в различные цвета, называемые цветами побежалости. Каждый цвет побежалости соответствует вполне определенной температуре и может служить указателем для определения степени нагрева при отпуске стали.

Отжиг стали служит для выполнения задачи обратной закалки в случаях, когда закаленную деталь требуется обработать режущим инструментов, согнуть или разрезать. Отжиг стали заключается в нагревании ее до температуры 800-900С с последующим медленным охлаждением. После отжига сталь легко поддается обработке.

Для изготовления зубчатых колес цилиндрической передачи выбираем 38Х2Ю. Термообработка закалка при 930oC в воде и отпуск при 630oC в воде. Основные механические характеристики приведены в табл. 3.

Таблица 3

Марка стали

Предел прочности ,

Предел текучести ,

Твердость HB

38X2Ю

880

835

230

  1.  Расчет допускаемых напряжений

Допускаемое напряжение изгиба для материала зубчатых колес определяем по формуле

,

где

 - базовый предел прочности

 - коэффициент безопасности; принимаем ;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки; принимаем ;

- коэффициент долговечности. Определяем по формуле

,

где

-базовое  число циклов, при котором наступает предел выносливости; принимаем ;

Ресурс работы привода принимаем t=1,536516=8760, часов;

- эквивалентное число циклов нагружения для переменной нагрузки.

. Тогда

.

Отсюда

.

Принимаем .

Тогда

  1.  Расчет геометрических размеров

Определяем количество зубьев колеса быстроходной ступени по формуле

,

где

 - передаточное число быстроходной ступени;

 - количество зубьев шестерни; принимаем .

Тогда

.

Определяем количество зубьев колеса тихоходной ступени по формуле

,

где

 - передаточное число тихоходной ступени;

 - количество зубьев шестерни; принимаем .

Тогда

.

Принимаем .

При отсутствии смазки основной вид разрушений зуба - излом, поэтому модуль зацепления тихоходной зубчатой ступени определяем по формуле расчета на изгиб

,

где

 - коэффициент нагрузки для расчета по изгибным напряжениям, определяем по формуле

,

где

 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта. Для определения находим по формуле 

,

где   - коэффициент ширины колеса; принимаем .

Тогда

.

Тогда .

Т.к. тихоходная передача работает на окружной скорости до 10 м/c и разрабатывается для использования в системах управления и регулирования, то принимаем 7 степень точности.

 - коэффициент динамической нагрузки; принимаем , для 7 степень точности и скорость до 3 м/c.

Тогда

- коэффициент, учитывающий  форму зуба; ;

- коэффициент ширины зубчатого венца; принимаем .

Тогда модуль тихоходной зубчатой передачи

мм.

Принимаем в соответствии с ГОСТ 2144-76 m=0,3,мм.

Для быстроходной степени принимаем m=0,3, мм, т.к. при близких значениях количества зубьев и коэффициента, учитывающий форму зуба момент на быстроходной ступени крутящий момент меньше, значит модуль будет меньше, чем у тихоходной ступени.

Определяем ширину зубчатых колес ,

Определяем ширину зубчатой шестерни ,

Определяем диаметр делительной окружности шестерни

Определяем диаметр делительной окружности колеса

.

Определяем диаметр делительной окружности шестерни

Определяем диаметр делительной окружности колеса

Определяем диаметр вершин шестерни

мм.

Определяем диаметр вершин колеса

,мм.

Определяем диаметр вершин шестерни

,мм.

Определяем диаметр вершин колеса  

,мм.

Определяем диаметр впадин шестерни

,мм.

Определяем диаметр вершин колеса

,мм.

Определяем диаметр впадин шестерни

,мм.

Определяем диаметр вершин колеса

,мм.

Определяем межосевые расстояния

,мм.

,мм.


  1.  Расчет конической передачи
  2.  Выбор материалов

Выбор материалов для изготовления зубчатых передач обусловлен особенностями их работы. Для конических колес, работающих с небольшими окружными скоростями, обычно применяют качественные конструкционные стали марок 20..35; при повышенных окружных скоростях сталь 45,50, легированные стали 20Х, 40Х, 12XH3A и др.

Повышение долговечности зубчатых передач, особенно при значительных силовых нагрузках, может быть достигнуто, если зубья щестерни, нагружаемых чаще, выполнить с более высокой твердостью рабочих поверхностей по сравнению с вторым колесом. С этой целью для изготовления шестерни выбирают более качественный материал или предусматривают упрочнение зубьев.

Также могут быть широко использованы пластмассы не только как заменители, но и как основные конструкционные материалы для изготовления ответственных узлов и деталей машин, летательных аппаратов, автомобилей и т.д.

Пластмассы особенно необходимы в конструкциях машин работающих в условиях повышенной коррозии, влажности, загрязненности атмосферы парами кислот, пылью и другими вредными веществами.

Здесь пластмассы оказываются более стойкими и экономичными материалами по сравнению с традиционно применявшимся.

В зависимости от поведения пластмасс при переработке в изделия их разделяют на термореактивные и термопластичные.

К термореактивным слоистым пластмассам относится текстолит. Его получают прессованием слоев хлопчатобумажной ткани (наполнитель), пропитанной фенольными или другими смолами. Выпускается в виде листов, плит, прутков, труб и т.д. Обладает повышенной прочностью и износостойкости, а также электроизоляционными свойствами. Марки ПТК (плиточный текстолит конструкционный) и ПТ (плиточный текстолит) применяются для изготовления деталей марки А,Б,Г.ВЧ-для электротехнических целей.

В ряде случаев для машиностроения требуются конструкционные материалы с такими свойствами, которых не имеют металлы, например, материалы, способные работать с минимальным износом в абразивной среде, при недостаточной смазке или вообще без смазки. Одним из таких эффективных конструкционных материалов наряду с пластмассами является прессованная древесина.

Пластмассы обладают такими комбинациями физико-механических свойств, которые часто наиболее полно отвечают эксплуатационными условиями узлов и деталей машин. К числу таких свойств относятся:

  1.  Малая плотность при достаточной прочности. Изделия из пластмасс в 5-8 раз легче стальных, если пластмассы по своей прочности позволяют при замене стали обеспечить те же габариты деталей
  2.  Удельная прочность , где - предел прочности при растяжении, - плотность. Этот показатель у некоторых видов пластмасс в 2,5-3 раза выше, чем у углеродистых сталей(например у стеклотекстолита и ДСП-Г)
  3.  Способность поглощать шумы особенно ценное свойство пластмасс как конструктивных материалов
  4.  Высокие антифрикционные и фрикционные свойства различных пластмасс, что позволяет им успешно заменять цветные металлы
  5.  Другие ценные свойства: диэлектрические, демпфирующие, химическая стойкость, технологичность, связанная с ней экономичность

Для изготовления конического колеса применяем материал Сталь 38Х2Ю. Термообработка закалка при 930oC в воде и отпуск при 630oC в воде. Для шестерни Сталь 15ХА. Термообработка закалка при 880oC в масле и отпуск при 180oC на воздухе.  Основные механические характеристики приведены в табл. 4

Таблица 4

Марка стали

Предел прочности ,

Предел текучести ,

Твердость HB

38X2Ю

880

835

230

15ХА

700

500

280

  1.  Расчет допускаемых напряжений

Допускаемое напряжение изгиба для материала конического зубчатого колеса определяем по формуле

,

где

 - базовый предел прочности.

- коэффициент безопасности; принимаем ;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки; принимаем ;

- коэффициент долговечности. Определяем по формуле

,

где

-базовое  число циклов, при котором наступает предел выносливости; принимаем

- эквивалентное число циклов нагружения для переменной нагрузки

Тогда

.

Отсюда

.

Принимаем .

Тогда

  1.  Расчет геометрических размеров

Определяем количество зубьев колеса конической передачи по формуле

,

где

 - передаточное число конической передачи;

 - количество зубьев конической шестерни; принимаем .

Тогда

.

Для конического колеса принимают степень точности на 1 ступень выше цилиндрической, поэтому принимаем 6 степень точности.

В условиях отсутствия смазки основной вид разрушения зубьев излом, поэтому определяем средний модуль (мм) из условия прочности зубьев на изгиб

, где

-коэффициент динамической нагрузки; Принимаем величиной ;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба; принимаем ;

-коэффициент формы зуба; зависит от эквивалентного числа зубьев колеса

,

где

 - количество зубьев конического колеса

- угол при вершине делительного конуса конического колеса. Определяется по формуле

; .

Отсюда

Принимаем .

- коэффициент ширины зуба относительно среднего диаметра шестерни; определяем по формуле

,

где

- относительная ширина зубчатого венца конической передачи. Определяем по формуле

.

Принимаем .

Тогда

.

Средний модуль

мм.

Определяем максимальный модуль передачи

мм.

Определяем геометрические размеры передачи.

Ширину зубчатого венца определяем по формуле

,

где

 - внешнее конусное расстояние

Тогда

Средний делительный диаметр окружности шестерни

Средний делительный диаметр окружности колеса

Диаметр внешней делительной окружности шестерни

мм.

Диаметр внешней делительной окружности колеса

мм.

Диаметр внешней делительной окружности по вершинам зубьев шестерни

мм.

Диаметр внешней делительной окружности по вершинам зубьев колеса

мм.

Диаметр внешней делительной окружности по впадинам зубьев шестерни

мм.

Диаметр внешней делительной окружности по впадинам зубьев колеса

мм.


  1.  Проектирование валов
  2.  Эскизная компоновка

Эскизную компоновку (ЭК) выполняем в масштабе 2.5:1.

ЭК выполняем в следующей последовательности:

  1.  На расстояниях , мм и , мм проводим оси валов привода.
  2.  Определяем диаметры валов по формуле

,

где   - момент на i-том валу привода;

  -допускаемые касательные напряжения, =15..25Мпа; принимаем =20МПа.

Тогда диаметр первого вала

Диаметр второго вала

Диаметр третьего вала

Диаметр четвертого вала

Для установки валов выбираем подшипники ШПРО легкой серии (рис.5). Основные характеристики подшипников приведены в табл. 5.


Таблица 5

d, мм

D,мм

B, мм

3

10

4

4

13

5

5

16

5

В соответствии с этим принимаем:  , .

  1.  На чертеже проводим линии, изображающие валы.
  2.  На чертеж наносим изображения зубчатых колес в соответствии с размерами вычисленными ранее и рис. 3 и рис. 4. Основные размеры приведены в табл. 6. и табл. 7.

Таблица 6

№ колеса

, мм

, мм

, мм

, мм

,мм

1

9

3

7

4

10

2

27

3

7

2,4

10

3

7,5

3

7

4

10

4

50,1

4

8

2,4

10

5

10,8

4

9

2,908

10

6

20,4

5

10

2,908

10

Таблица 7

№ колеса

, мм

, мм

, мм

, мм

,мм

,град

5

10,8

4

9

2,908

10

21,8

6

20,4

5

10

2,908

10

68,2

Рис.  3

Рис.  4

  1.  Наносим изображения подшипников в соответствии с табл. 5 и рис.5

.

Рис.  5

Зазоры между зубчатыми колесами и подшипниками 3 мм.

  1.  Определяем длины участков между центрами подшипников и зубчатых колес выходного вала (рис. 6).

Рис.  6

; ; .

  1.  Выбор материалов

Для валов часто применяют стали марок 20..30. Неответственные, малонагруженные валы можно изготавливать из сталей марок Ст3, Ст4 и Ст5. Углеродистые стали подвергают нормализации. Конструкционные легированные стали 40Х,45ХН,40Г,50Г,30ХГТ,35ХГС и другие применяют при необходимости ограничить массу и габаритные размеры вала, повысить стойкость шлицевых соединений, а также в случае предъявления особых требований к качеству поверхностных слоев вала или зубьев, нарезанных на валу.

При работе в средах с повышенными температурами для валов используют нержавеющие стали 1Х13, 3Х13 (t<600С), сложнолегированные стаи аустенитного класса 1Х18Н3Т, Х23Н18 (t<800C) и сплавы на никелевой основе Х15Н60,Х20Н80 (t<950) и др. Кроме способности работать при высоких температурах жаропрочные стали и сплавы обладают высокой износостойкостью в абразивных средах.

В точной механике валы изготавливают и из алюминиевых сплавов, для уменьшения массы, а также если вал должен быть изолятором, широко используют синтетические материалы: аминопласт МФ, фенопласт К18-2, текстолит, винипласт, органическое стекло, полиэтилен, фторопласт, полистирол и другие термопласты.

Для изготовления валов применяем легированную сталь марки 40Х. Механические свойства стали 40Х до диаметра заготовки 120 мм приведены в таблице 8.

Таблица 8

Материал

,МПа

,МПа

,МПа

,МПа

Сталь 40Х

900

750

410

240

0,15

0,05

  1.  Расчет нагрузок, действующих на выходной вал
    1.  Расчет сил, действующих в зацеплении конической передачи

Схема сил, действующих в зацеплении зубчатой передачи, представлена на рис. 7.

Рис.  7


Определяем силы, действующие в зацеплении конической передачи.

Окружные силы, действующие в зацеплении конической передачи

Осевая сила, действующая на шестерню и радиальная сила, действующая на колесо

Осевая сила, действующая на колесо и радиальная сила, действующая на шестерню

Определяем сосредоточенный момент от осевой силы.

  1.  Расчет нагрузок, действующих на выходной вал

Расчетная схема представлена на рис. 8.

Определяем реакции, действующие в вертикальной плоскости и . Составляем уравнения равновесия моментов относительно точки B.

;

.

Отсюда

Составляем уравнение равновесия моментов относительно точки А

;

.

Отсюда

Выполняем проверку правильности определения реакций. Уравнение равновесия сил в вертикальной плоскости

Определяем реакции, действующие в горизонтальной плоскости и . Составляем уравнения равновесия моментов относительно точки B.

;

.

Отсюда

Составляем уравнение равновесия моментов относительно точки А

;

.

Отсюда

Выполняем проверку правильности определения реакций. Уравнение равновесия сил в вертикальной плоскости

;

.

Выполняем построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях (рис. 9).

Участок 1.

Составляем уравнение изгибающего момента

.

При =0

.

При

.

Участок 2.

Составляем уравнение изгибающего момента

.

При

При

Выполняем построение эпюр изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Участок 1.

Составляем уравнение изгибающего момента

;

При =0

.

При

.

Участок 2.

Составляем уравнение изгибающего момента

.

При

При

Определяем суммарные изгибающие моменты.

В т. С

В т. А

Крутящий момент вдоль оси вала

  1.  Конструирование валов

Для редукторов общего назначения рекомендуется выполнять простые по конструкции гладкие валы одинакового номинального диаметра по всей длине, для обеспечения требуемых посадок деталей соответствующие участки вала должны иметь предусмотренные отклонения. Но если места посадок отдалены от конца вала, то установка деталей затрудняется. Поэтому для удобства сборки и разработки узла вала, замены подшипников и других насаживаемых деталей валы выполняют ступенчатыми.

Конструктивная схема выходного вала приведена на рис.10

Рис.  10

Участок предназначен для установки конического колеса, - для установки подшипников, - для установки стопорного кольца. Концевой участок вала предназначен для присоединения исполнительного механизма. Длины участков , ,,, .

Опасным сечением является место установки подшипника.

Диаметр вала в опасном сечении определяем по формуле

,

где

- предел выносливости,

 - приведенный момент, учитывающий совместное действие изгиба и кручения.

 находим по формуле

,

где

 - коэффициент приведения, учитывающий изменение нормального напряжения изгиба по симметричному циклу, а касательного напряжения кручения по пульсирующему или симметричному циклу. Принимаем .

Находим

Предел выносливости по симметричному циклу

Тогда диаметр вала в опасном сечении

Принимаем диаметр вала под подшипниками

=5, мм.

Для участка, предназначенного для установки конического колеса с целью образования упорного заплечика принимаем

Для участка, предназначенного для стопорного кольца

,мм.

Для концевого участка выходного вала

.

Конструкция быстроходного вала представлена на рис.11.

Рис.  11

Принимаем для участков, предназначенных для установки подшипников . Для участка, предназначенного для установки цилиндрических зубчатых колес с целью образования заплечика принимаем. Длины участков и

Конструкция тихоходного вала представлена на рис.12.

Рис.  12

Принимаем для участка, предназначенного для установки подшипников и конической шестерни . Для участка, предназначенного для установки цилиндрических зубчатых колес с целью образования заплечика принимаем . Длины участков и


  1.  Расчет на статическую прочность

Выполняем расчет для сечения под подшипником. Статический запас прочности определяем по формуле

где

- эквивалентное значение напряжения, которое находим по формуле

где

 - напряжения изгиба и кручения от действий и .

Определяем по формуле

,

где - полярный момент сопротивления изгибу; определяем по формуле

.

 Тогда

.

Определяем

,

где - полярный момент сопротивления кручению, определяем по формуле

  Тогда

 Находим статический запас прочности

  1.  Расчет выходного вала на усталостную прочность

Выполняем оценку усталостной прочности в сечении под коническим колесом, где концентратором напряжений является шпоночный паз.

Коэффициент запаса усталостной прочности определяем по формуле

где

 - коэффициент запаса усталостной прочности по напряжениям изгиба;

 - коэффициент запаса усталостной прочности по напряжениям кручения.

Коэффициент запаса определяем по формуле

,

где   - предел выносливости материала вала при симметричном цикле изменения напряжений по нормальным напряжениям;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе; Принимаем =2,1;

- масштабный фактор; принимаем

- фактор качества поверхности; принимаем ;

- коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла: принимаем

,-амплитуда и среднее значение цикла изменения нормальных напряжений изгиба. Т.к. напряжения изгиба меняются по симметричному циклу и для него

,

определяем по формуле

,

где

- осевой момент сопротивления изгибу. Осевой момент сопротивления изгибу находим по формуле

,

где

 b  ширина шпоночного паза; принимаем b=2 мм;

- глубина шпоночного паза; принимаем =1 мм.

Тогда

Определяем

Определяем коэффициент запаса

Коэффициент запаса

,

где

  - предел выносливости материала вала при симметричном цикле изменения напряжений по касательным напряжениям;

 - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении, принимаем =2;

 - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла, принимаем =0,05.

Напряжения от кручения меняются по пульсирующему циклу и для него

,

где

- момент сопротивления кручению.

Определяем

Тогда

Определяем коэффициента запаса

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности

Выполняем оценку усталостной прочности в сечении под подшипником, где концентратором напряжений является посадка с натягом.

Определяем

Тогда

Осевой момент сопротивления изгиба находим по формуле

Определяем

Для данного сечения принимаем

;  .

Определяем коэффициент запаса

.

Определяем коэффициент запаса

.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности

Выполняем оценку усталостной прочности в сечении под муфтой, где концентратором напряжений является шпоночный паз.

В данном сечении определяем только коэффициент запаса

Определяем

Тогда

Для данного сечения принимаем

    .

Определяем коэффициент запаса

.


  1.  Выбор и расчет подшипников выходного вала

На выходной вал проектируемого привода устанавливаем подшипники ШРУО по схеме в распор” (рис.13). Основные параметры выбранных подшипников в табл. 9

Таблица 9

d, мм

D, мм

В, мм

C, Н

, Н

5

16

5

2200

970

Рис.13.

На рис. 13 изображены силы:

, - осевые составляющие от радиальной нагрузки;

, - силы, обеспечивающие компенсацию , .

Определяем радиальные нагрузки на опоры А и В

Определяем коэффициенты минимального осевого нагружения и по формулам

,

отсюда ;

отсюда .

Для компенсации осевых составляющих от радиальных нагрузок должны выполняться условия

Для компенсации действия сил , с учетом уравнения равновесия

где

выполняем первую попытку определения осевых сил  и : принимаем , и подставляем в уравнение равновесия.

Тогда

.

Условие выполняется.

Отсюда окончательно принимаем

;

.

Определяем коэффициенты радиальной нагрузки x и осевой нагрузки y 

.Тогда

Тогда .

Эквивалентные нагрузки на опоры определяем по формулам

где

- коэффициент динамичности; принимаем

- температурный коэффициент; при принимаем .

Тогда эквивалентные нагрузки на опоры

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле для опоры 2, т.к. она более нагружена

,

Определяем долговечность с 90%-ной степенью надежности

.

Определяем коэффициент надежности по формуле

,

где

- коэффициент учитывающий однородность структуры материала;

- коэффициент режима смазки.

Определяем вероятность безотказной работы (степень надежности) по формуле

,

где

 k  коэффициент зависящий от типа подшипника ; принимаем k=1,1.

Тогда


  1.  Расчет допусков размеров и допусков формы участков выходного вала

Выполняем расчет допусков размеров участков вала, предназначенных для установки подшипников.

Для установки подшипников выбираем посадку . При данной посадке основное отклонение размера вала  js, квалитет - 5

Для данной посадки при d=5, мм, допуск размера IT5=5, мкм.

Нижнее предельное отклонение ei=-=-2,5 мкм.

Верхнее предельное отклонение es==2,5,мкм.

Схема поля допуска представлена на рис. 14.

рис. 14.

Выполняем расчет допусков размеров участков вала, предназначенных для установки конического колеса. Для установки конического колеса выбираем посадку . Для данной посадки основное отклонение размера вала  n, квалитт 9.

Нижнее предельное отклонение ei=8, мкм.

При диаметре вала d=6, мм допуск размера IT9=30, мкм.

Тогда верхнее предельное отклонение

es=ei+IT9=8+30=38, мкм.

Схема поля допуска представлена на рис. 15.

рис. 15.

Выполняем расчет допусков размеров участков вала, предназначенных для установки муфты. Для установки муфты выбираем посадку . Для данной посадки основное отклонение размера вала  k, квалитет -6.

Нижнее предельное отклонение ei=1,мкм.

При диаметре вала d=4,5 мм допуск размера IT6=9, мкм.

Тогда верхнее предельное отклонение

es=ei+IT6=1+9=10, мкм.

Схема поля допуска представлена на рис.16.

рис.16.

Выполняем расчет допусков размеров участков вала, предназначенных для установки распорной втулки. Для установки распорной втулки выбираем посадку . При данной посадке основное отклонение размера вала  h, квалитет 6.

Верхнее предельное отклонение es=0, мкм.

При диаметре вала допуск размера IT6=9, мкм.

Тогда нижнее предельное отклонение

ei=es-IT6=0-9=-9, мкм.

Схема поля допуска представлена на рис. 17

рис. 17.

Для обеспечения допустимых значений зазора и углов взаимного перекоса внутреннего и наружного колец подшипников качения ГОСТ 3325-85 предусматривает допуски на отклонения от круглости и профиля продольного сечения посадочных поверхностей вала, а также допуски на отклонения их от соосности относительно общей оси вала и допуски торцового биения упорных заплечиков вала.

Диаметр участка выходного вала под подшипником .

Допуски круглости и продольного сечения

TFK=TFP=2,5, мкм.

Допуск торцевого биения упорного заплечика вала

TCA=2,5, мкм.

Допуск соосности

TPC=6, мкм.

Определяем величины допусков формы и расположения для посадочной поверхности вала под прямозубое коническое колесо, если: колесо имеет модуль m=0,36, мм, число зубьев , длину ступицы , ширину зубчатого венца b=2,908 мм, степень точности зубчатого колеса 6, уровень относительной геометрической точности А.

Допуск цилиндричности

TFZ=4, мкм.

Допуск соосности для

TPC=10,мкм.

Отклонения формы посадочных поверхностей вала под полумуфты  ограничиваются допуском цилиндричности, определяемым по ГОСТ 24643-81, в зависимости от квалитета точности размера и уровня относительной геометрической точности.

Допуски на торцевое биение заплечиков вала, в которые упирается торцовая поверхность полумуфты определяется в зависимости от окружной скорости на внешнем диаметре приведены в табл.10.

где

диаметр выходного вала под полумуфту в мм;

Тогда

Таблица 10

Окружная скорость V(м/сек) по внешнему диаметру насаженной детали

Допуск на торцевое биение, мкм

До 5

60

Для обеспечения сборки шпоночного соединения вала и втулки необходимо ограничить отклонения от параллельности боковых сторон шпоночного паза на длине прямолинейного участка и отклонение плоскости симметрии шпоночного паза относительно базовой оси поверхности, на которой располагается шпоночный паз.

Величины допусков параллельности и допуска симметричности в диаметральном выражении принимаем в соответствии с табл.11.


Таблица 11

Вид допуска расположения

Допуск расположения в долях от допуска на ширину шпоночного паза, мкм.

Допуск параллельности

Допуск симметричности:

-при одной шпонке

0,5

2,0

 


  1.  Выбор и расчет предохранительной муфты

Для предохранения деталей приводов от повреждений при возникновении случайных перегрузок, превышающих расчетную нагрузку, применяют муфты, автоматически размыкающие приводную линию. При действии критической нагрузки муфта срабатывает, а при снижении передаваемого момента до расчетной величины автоматически включает передачу. Момент нагрузки срабатывания муфты под действием нагрузки регулируют пружинами. Для проектируемого привода выбираем конусную фрикционную муфту. Материал: металлокерамика по стали. Схема предохранительной фрикционной муфты приведена на рис. 18.

Рис.  18.

Конусность назначаем с тем расчетом, чтобы угол был значительно больше угла трения, принимаем .

Фрикционная муфта состоит из 1 часть муфты, установленная на выходном валу, 2 часть муфты, установленная на присоединяемом валу, 3 пружина.

Средний диаметр зоны контакта при полном включении определяем по формуле

,

Где

 f  коэффициент трения; принимаем f=0,06;

[p] допускаемое давление; принимаем [p]=1 Мпа;

 - коэффициент ширины зоны контакта; принимаем .

Тогда

Определяем ширину зоны контакта

.

Основания для расчета дает анализ усилий, возникающих в муфте под действием пружины. Определяем силу нажатия пружины

Такого усилия со стороны пружины достаточно для удержания муфты во включенном состоянии; одна после срабатывания муфты пружина должна обеспечивать включение муфты с преодолением добавочного сопротивления от составляющей силы трения


Список использованной литературы

  1.  Ш.Х. Бикбулатов, В.А. Черноглазов. Расчет механических передач. Методическое указание к курсовому проектированию по основам конструирования, 1991 г.
  2.  В.Л. Юрьева, Г.И. Зайденштейн. Проектирование валов. Учебно-методическое пособие к курсовому проекту по деталям машин, основам конструирования и прикладной механике, 1997 г.
  3.  В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Том 2, 2001 г.
  4.  Г.И. Зайденштейн, В.А. Черноглазов. Проектирование подшипниковых узлов. Методические указания к курсовому проектированию по деталям машин и основам конструирования и прикладной механики, 1995 г.
  5.  С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев.. Проектирование механических передач, 1984 г.
  6.  Г.А Матвеев., И.П. Якупова. Руководство к лабораторной работе. Система допусков и посадок на гладкие цилиндрические соединения. Нормирование точности и выбор посадок поверхностей ступенчатого цилиндрического вала, 2001 г.
  7.  Ю.Д. Первицкий. Расчет и конструирование точных механизмов. Учебное пособие для вузов. Машиностроение, 1976 г.
  8.  Г.Н. Зайцев. Нормирование точности геометрических параметров машин: учеб. Пособие для студ. высш. учеб. заведений. 2008 г.


Спецификация

2


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

39098. Повестка дня на XXI век – конкретные примеры реализации 89.5 KB
  Улучшению охраны атмосферы могут способствовать в частности повышение эффективности использования ресурсов и материалов в промышленности внедрение или усовершенствование технологий борьбы с загрязнением замещение хлорфторуглеродов ХФУ и других разрушающих озоновый слой веществ надлежащими заменителями а также сокращение объема отходов и побочных продуктов. Правительствам на надлежащем уровне и в сотрудничестве с соответствующими органами Организации Объединенных Наций и при необходимости межправительственными и неправительственными...
39099. Основания возникновения и прекращения права собственности на природные ресурсы 72.5 KB
  Проверил: Доцент кафедры социальной экологии и природопользования Кандидат социологических наук доцент Кириллов Николай Петрович Москва 2011 СОДЕРЖАНИЕ Введение 3 1. Понятие и виды права природопользования 4 2. Основания возникновения права природопользования 7 3.
39100. Международные экологические организации 22.64 KB
  Цель: содействие укреплению мира и безопасности, способствующее сотрудничеству народов путем распространения образования и науки.
39101. Учение о биосфере и ноосферная концепция В.И.Вернадского 109.5 KB
  Биосфера -- живая оболочка планеты. В век научно-технического прогресса особое значение приобретают знания о жизненных процессах в целом, происходящих на нашей планете. Необходимость в них возникает в связи с резко возросшим разрушительным антропогенным воздействием на природную среду
39102. Содержание права природопользования 31.85 KB
  Институт права природопользования занимает одно из центральных мест в системе экологического права. Он представляет собой совокупность правовых норм, которые регулируют порядок и условия использования природных ресурсов, права и обязанности природопользователей.
39103. Формирование массового экологического мировоззрения 99.5 KB
  Экологическая этика учит что не только к человеку но и ко всем живым существам а также к экосистемам и даже как полагают некоторые экофилософы участкам неживой природы нужно относиться как к моральному партнеру субъекту а не как к вещи[12]. Экологическая этика направляет природоохранные действия в двух направлениях: 1 люди действуют или избегают действий из соображений и ради блага самой природы охраняют природу ради нее самой; 2 эти действия совершаются из морального принципа без какихлибо корыстных интересов человека а то и ему...
39104. Гомеостатические свойства биосферы 119.5 KB
  Рассмотренные выше взаимоотношения хищник жертва в данном контексте можно описать несколько подробнее; так в водной экосистеме хищные рыбы щука в пруду поедают другие виды рыбжертвы карась; если численность карася будет увеличиваться это пример положительной обратной связи; щука питаясь карасем снижает его численностьэто пример отрицательной обратной связи; при росте числа хищников снижается число жертв и хищник испытывая недостаток пищи также снижает рост своей популяции; в конце концов в рассматриваемом пруду устанавливается...
39105. Устойчивая энергетика 26.92 KB
  К началу третьего тысячелетия стало очевидным, что человечество в лихорадочной гонке производства и неумеренного потребления жизненных благ вошло в противоречие с законами развития биосферы и поставило под вопрос возможность продолжения собственного существования.
39106. Экологические обязанности граждан и общественных объединений 80 KB
  Ответ напрашивается сам собой – если бы люди реально представляли последствия своих действий а не редко и бездействий если бы был ужесточен контроль за деятельностью предприятий и людей в области предотвращения загрязнения окружающей среды а также применение более жестких санкций за причинение вреда всей экологии в целом тогда возможно экологическая ситуация была бы не столь плачевна. Одно радует – с принятием Конституции РФ в 1993году закрепилось право на благоприятную окружающую среду а так же Федерального закона Об охране окружающей...