Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft и Fм:
Суммарный прогиб:
Для валов зубчатых передач стрела прогиба под колесом [2, стр. 302].
Допускаемый прогиб > 0,00086 мм, следовательно, условие выполнено.
Найдем угол поворота
По табл. 15.2 [2, стр. 302]:
Для быстроходного вала:
Допустимый угол поворота вала в радиальном шарикоподшипнике:
В нашем случае , следовательно, условие жесткости выполнено.
Для тихоходного вала:
мм
Допустимый угол поворота вала в радиальном шарикоподшипнике:
В нашем случае , следовательно, условие жесткости выполнено.
4.5 Расчет на колебания
При ничтожно малой неуравновешенности в условиях резонанса можно ожидать разрушения вала.
Частоту вращения (мин-1), при которой наступает резонанс называют критической:
[(15.15), 2, стр. 352]
где
g =9,8 м/с2 - ускорение свободного падения;
уст - статический прогиб вала;
4.5.1 Быстроходный вал
Предел вибрационной устойчивости для жестких валов:
[2, стр. 352]
n=1440об/мин < nкр = 21989,67 об/мин - Условие выполнено
4.5.2 Тихоходный вал
Предел вибрационной устойчивости для жестких валов:
[2, стр. 352]
n = 420об/мин < nкр = 22575,7 об/мин - Условие выполнено
5. Подбор подшипников
Предварительно были выбраны подшипники:
Для быстроходного вала: Подшипник 206 ГОСТ 8338-75.
Для тихоходного вала: Подшипник 208 ГОСТ 8338-75.
Схема установки «враспор».
Подбор выполняют по наиболее нагруженной опоре. В нашем случае, наиболее нагруженным является подшипник, находящийся со стороны муфты.
5.1 Расчет подшипников на статическую грузоподъемность
При расчете на статическую грузоподъемность проверяют, не будет ли радиальная Fr или осевая Fа нагрузка на подшипник превосходить статическую грузоподъемность, указанную в каталоге:
или [1, стр. 105]
5.1.1 Быстроходный вал.
В точке В:
Радиальная нагрузка на более нагруженный подшипник Fr =1395,35 Н
Значение базовой статической радиальной грузоподъемности Сor, для шариковых радиальных подшипников по табл. 24.10 [1, стр. 417]: Сor=10кН.
Fr =1395,35 Н < Сor=10кН
Статическая прочность обеспечена.
5.1.2 Тихоходный вал.
В точке В:
Радиальная нагрузка на более нагруженный подшипник Fr =1396,04 Н
Значение базовой статической радиальной грузоподъемности Сor, для шариковых радиальных подшипников по табл. 24.10 [1, стр. 417]: Сor=17,8кН.
Fr =1396,04 Н < Сor=17,8кН
Статическая прочность обеспечена.
5.2 Расчет подшипников на заданный ресурс
5.2.1 Подшипники быстроходного вала
Исходные данные:
Радиальная нагрузка:
Внешняя осевая сила, действующая на вал:
Частота вращения вала:
Диаметр посадочной поверхности вала:
Требуемый ресурс (долговечность) при необходимой вероятности безотказной работы подшипника:
Режим нагружения: 0 (постоянный)
Рабочая температура: 50°С.
Тип подшипника: Подшипник 206 ГОСТ 8338-75.
Схема установки: враспор.
Для вышеуказанного подшипника:
КЕ=1 - коэффициент эквивалентности.
Базовая динамическая грузоподъемность: Сr=19,5кН.
Базовая статическая грузоподъемность: Сor=10кН.
Отношение iFa/Cor=122,95/10000=0,012
По табл. 7.1 [1, стр.104] выписываем данные, применяя линейную интерполяцию значений (т.к. iFa/Cor является промежуточным):
Х=0,56; У=2,3; е=0,19
Отношение Fa/VFr = 0,09 что меньше е=0,19, принимаем Х=1, У=0.
Вычисляем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку (для шариковых радиальных подшипников):
10 [1, стр. 106]
Кб = 1,3 - коэффициент безопасности по табл. 7.4 [1, стр. 107].
V = 1 - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца относительно направления радиальной нагрузки [1, стр. 106].
КТ = 1 - температурный коэффициент [1, стр. 107].
Определим скорректированный по уровню надежности и условиям применения расчетный ресурс (долговечность) подшипника:
[1, стр. 108]
где
С = Сr - базовая динамическая грузоподъемность подшипника, Н.
Р = Рr - эквивалентная динамическая нагрузка, Н.
к = 3 - показатель степени для шариковых подшипников.
а1 = 1 - коэффициент надежности по табл. 7.5 [1, стр. 108]
а23 = 0,8 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств материала деталей подшипника и условий его эксплуатации. [1, стр. 108]
условие выполнено
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75 пригоден при условии замены каждые 2,5 года.
5.2.2 Подшипники тихоходного вала
Исходные данные:
Радиальная нагрузка:
Внешняя осевая сила, действующая на вал:
Частота вращения вала:
Диаметр посадочной поверхности вала:
Требуемый ресурс (долговечность) при необходимой вероятности безотказной работы подшипника:
Режим нагружения: 0 (постоянный)
Рабочая температура: 50°С.
Тип подшипника: Подшипник 208 ГОСТ 8338-75.
Схема установки: враспор.
Для вышеуказанного подшипника:
КЕ=1 - коэффициент эквивалентности.
Базовая динамическая грузоподъемность: Сr=32кН.
Базовая статическая грузоподъемность: Сor=17,8кН.
Отношение iFa/Cor=122,95/17800=0,007.
По табл. 7.1 [1, стр.104] выписываем данные, применяя линейную интерполяцию значений (т.к. iFa/Cor является промежуточным):
Х=0,56; У=2,3; е=0,19
Отношение Fa/VFr = 0, что меньше е=0,19, принимаем Х=1, У=0.
Вычисляем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку (для шариковых радиальных подшипников):
10 [1, стр. 106]
Кб = 1,3 - коэффициент безопасности по табл. 7.4 [1, стр. 107].
V = 1 - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца относительно направления радиальной нагрузки [1, стр. 106].
КТ = 1 - температурный коэффициент [1, стр. 107].
Определим скорректированный по уровню надежности и условиям применения расчетный ресурс (долговечность) подшипника:
[1, стр. 108]
где
С = Сr - базовая динамическая грузоподъемность подшипника, Н.
Р = Рr - эквивалентная динамическая нагрузка, Н.
к = 3 - показатель степени для шариковых подшипников.
а1 = 1 - коэффициент надежности по табл. 7.5 [1, стр. 108]
а23 = 0,8 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств материала деталей подшипника и условий его эксплуатации. [1, стр. 108]
условие выполнено
Подшипник 208 ГОСТ 8338-75 пригоден, так как его расчетный ресурс много больше требуемого.
6. Подбор шпоночных соединений
6.1 Подбор шпонки для соединения зубчатого колеса и вала
При установке колес на валах необходимо обеспечить надежное базирование колеса по валу, передачу вращающего момента от колеса к валу или от вала к колесу. [1, стр. 77]
Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические и сегментные шпонки. [1, стр. 77]
Соединение призматическими шпонками ненапряжное, оно требует изготовление вала и отверстия с большой точностью.
Во многих случаях посадка ступицы на вал производится с натягом.
Момент передается с вала на ступицу боковым узким граням шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия усм, а в продольном сечении шпонки - напряжения среза .
Для упрощения расчета допускают, что шпонка врезана в вал на половину своей высоты, напряжения усм распределяются равномерно по высоте и длине шпонки, а плечо равнодействующей этих напряжений равно d/2.
Условие прочности:
[(6.1),1, стр. 88]
[(6.2),1, стр. 88]
У стандартных шпонок размеры b и h подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Поэтому при расчетах используются только формула 6.1.
Назначаем в качестве соединения призматическую шпонку со скругленными концами.
Размеры b и h берем из табл. 24.29[1, стр. 432] и определяем расчетную длину lp шпонки.
Длину ступицы назначают на 8-10 мм больше длины шпонки.
При диаметре вала 45 мм и длине ступицы lст = b2 = 38 мм. Выбираем шпонку со следующими параметрами:
b = 10мм; h = 8мм; s = 0,4 мм; t1 = 5мм; t2 = 3,3мм
Длину шпонки назначаем примерно на 8-10 мм меньше длины ступицы, согласно стандартному ряду длин для шпонок: l = 22мм.
- рабочая длина шпонки, при скругленных концах
Напряжение смятия:
условие выполнено.
- для неподвижных соединений с натягом. [2, стр. 90].
6.2. Подбор шпонок входного и выходного хвостовиков
6.2.1 Быстроходный вал
При диаметре хвостовика 20 мм и длине 30 мм.
Выбираем шпонку со следующими параметрами:
b = 4мм; h = 4мм; s = 0,25 мм; t1 = 2,5мм; t2 = 1,8мм; l = 19мм
- рабочая длина шпонки, при скругленных концах
Напряжение смятия:
условие выполнено.
- для неподвижных соединений с натягом. [2, стр. 90].
6.2.2 Тихоходный вал
При диаметре хвостовика 28 мм и длине 42 мм.
Выбираем шпонку со следующими параметрами:
b = 5мм; h = 5мм; s = 0,25 мм; t1 = 3мм; t2 = 2,3мм; l = 32мм (рис.4)
Рис. 4
- рабочая длина шпонки, при скругленных концах
Напряжение смятия:
условие выполнено.
- для неподвижных соединений с натягом. [2, стр. 90].
Заключение
В данном курсовом проекте разработан одноступенчатый цилиндрический редуктор, что на практике позволило применить и закрепить знания, полученные при изучении курса «Детали машин».
В соответствии с современными тенденциями проектируемый механизм должен удовлетворять требованиям по:
- высокой производительности;
- экономичности производства и эксплуатации;
- гарантированному сроку службы;
- удобству и безопасности обслуживания;
- небольшим габаритам и массе;
- транспортабельности и эстетике.
Форма и внешний вид спроектированного редуктора достаточно эстетичны, а небольшие габаритные размеры облегчают его транспортировку и установку. Редуктор достаточно прост в эксплуатации, его конструкция предусматривает легкую сборку, безопасный осмотр, замену смазки и деталей.
Полученные при расчетах коэффициенты запаса прочности, жесткости и износостойкости деталей механизма превышают допустимые более, чем в 10 раз, что не дает сомнения в их надежности при работе и гарантированном сроке службы.
На основании расчетов на прочность, определении допускаемых напряжений были выбраны материал, вид термообработки, конфигурация и размеры деталей.
Жесткость деталей - способность сопротивляться изменению формы и размеров под нагрузкой, очень важна, особенно для валов, от этого зависит удовлетворительная работа подшипников, зубчатой передачи.
Износостойкость деталей зависит от выбранного материала, вида термообработки и шероховатости сопряженных поверхностей. Это учитывалось при конструировании деталей.
Технологичность конструкции увеличивается, с уменьшением затрат на ее производство. С этой целью в проектируемом редукторе используются литые чугунные корпус и крышки, что допускает их минимальную механическую обработку.
В конструкции редуктора используются стандартные посадки, конструктивные элементы, стандартные крепежные детали и уплотнительные устройства, что тоже значительно повышает технологичность изделия.
Список литературы
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. вузов.-7-е изд., испр. - М.: Высш. шк., 2001.-447с.: ил.
2. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. - 5-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 1991.-383с.: ил.