Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Содержание
стр.
Реферат….……………………………………………………………………………….4
Введение………………………………………………………………………..………..5
1. Исследование рычажного механизма……………………………………………….6
1.1. Структурный анализ механизма...............................................................................6
1.2. Кинематический анализ механизма……………………...………………..….…...9
1.2.1. Построение 12 планов положений механизма……………………..………….10
1.2.2. Построение 12 планов скоростей механизма……………...…….…………….11
1.2.3. Построение плана ускорений для 2-го положения механизма………….…....12
1.2.4. Построение кинематических диаграмм………...…………………….…...…...14 1.3. Кинетостатическое исследование механизма для 2-го положения..…….......…17
1.3.1. Расчёт сил тяжести и инерционных нагрузок……………………...………....17
1.3.2. Определение реакций в кинематических парах……………...……………......18
1.3.3. Рычаг Жуковского …………………………………………………………...….20
1.3.4. Определение средней мощности на валу кривошипа…...……………….…....21 2. Проектирование привода общего назначения……………………...………….….22 2.1. Выбор электрического двигателя…………………………..………………….....23
2.2. Энергокинематический расчет привода………………………………………….25
2.3. Выбор материала для зубчатых колес………………………..…………….…….26
2.4. Определение допускаемых напряжений ……………………….……………….27
2.5. Расчёт зубчатых колёс……………………………………………………….……29
2.6. Предварительный расчёт валов…………………………………………….….....34
2.7. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и корпуса
редуктора………………………………………………………………………..……...35
2.8. Первый этап компоновки редуктора ……………………………………….…....37
2.9. Проверка долговечности подшипников……………………...…………....……. 38
2.10. Второй этап компоновки редуктора……………...………………………..…....47
2.11. Выбор и проверочный расчет шпонок………………………………….….…...48
2.12. Проверочный расчет валов……………………….…………………………..…49
2 .13. Смазка узлов редуктора………………………………….………………...…...56 2.14. Вычерчивание редуктора и основных его деталей…………..………….….57
2.15. Сборка редуктора…………………………………………………...…………...58 Заключение……………………………………………………………………….……59
Список использованных источников……………………………………………...…60 Спецификация
Реферат
Цель курсового проекта - научиться самостоятельно производить анализ рычажных механизмов, проектировать приводы общего назначения.
Курсовой проект состоит из двух частей: расчётно-пояснительной записки и графического материала. Расчётно-пояснительная записка содержит 60 страниц печатного текста, техническое задание на проектирование привода механизма, ведомость курсового проекта, 153 формул, 4 рисунка, 3 таблицы, 2 листа спецификации.
Графическая часть состоит из 5 листов:
1.Исследование рычажного механизма - 1 лист формата А1.
2.Сборочный чертёж редуктора в двух проекциях- 1 лист формата А1.
3.Рабочие чертежи деталей - 1 лист формата А4, 2 листа формата А3.
Курсовой проект содержит следующие ключевые слова: механизм, кривошип, шатун, стойка, колесо, корпус, вал, редуктор, модуль, кинематические пары, подвижность.
Кривошип - вращающееся звено, которое может совершать полный оборот вокруг неподвижной оси.
Шатун- звено, образующее кинематические пары с подвижными звеньями.
Стойка - неподвижное звено.
Кинематической парой называют подвижное соединение двух соприкасающихся звеньев, которые классифицируются по виду движения, количеству возможных независимых движений и характеру соприкасания звеньев.
Подвижность- это количество независимых движений, задаваемых механизму с тем, чтобы все его звенья двигались синхронно.
Введение
Современная техника ставит перед инженерами множество задач, решение которых связано с исследованием так называемого механического движения и механического взаимодействия материальных тел.
Наука о механическом движении и взаимодействии материальных тел называется механикой. Так как круг проблем, рассматриваемых в механике, очень велик, то с развитием этой науки в ней появился целый ряд самостоятельных областей, связанных с изучением механики твёрдых деформируемых тел, жидкостей и газов.
В основе механики лежат законы, называемые законами классической механики (или законами Ньютона), которые установлены путём обобщения результатов, многочисленных опытов и наблюдений и нашли подтверждение в процессе всей общественно-производственной практики человечества. Это позволяет рассматривать знания, основанные на законах механики, как достоверные знания, на которые инженер может смело опираться в своей практической деятельности. В России на развитие первых исследований по механике большое влияние оказали труды гениального учёного и мыслителя М.В. Ломоносова (1711-1765). Из многочисленных отечественных учёных, внёсших значительный вклад в развитие областей механики, прежде всего должны быть названы: М.В. Остроградский (1801-1861), которому принадлежит ряд важных исследований по аналитическим методам решения задач механики; П.Л. Чебышев (1821-1894), создавший новое направление в исследовании движения механизмов, и др.Особое значение для дальнейшего развития механики в нашей стране имели труды Н.Е. Жуковского, заложившего основы авиационной науки, и его ближайшего ученика основоположника газовой динамики С.А. Чапсыхина.
Роль и значение теоретической механики в инженерном образовании определяется тем, что она является научной базой очень многих областей современной техники. Одновременно законы и методы механики как естественной науки позволяют изучить и объяснить целый ряд важных явлений в окружающем нас мире и способствуют дальнейшему росту и развитию естествознания в целом.
1. ИССЛЕДОВАНИЕ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1.1 СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА
Задачами структурного анализа механизма являются:
-определение степени подвижности механизма,
-определение структурного состава механизма, то есть из каких структурных групп по классификации Л.В.Ассура состоит механизм.
Исследуем структуру рассматриваемого механизма установки для нарезки изделий и изобразим его схематически (рис. 1).
В рычажных механизмах в зависимости от вида движения различают следующие звенья [4]:
кривошип – вращающееся звено, которое может совершать полный оборот вокруг неподвижной оси;
шатун – звено, образующее кинематические пары с подвижными звеньями;
коромысло – вращающееся звено, которое совершает неполный оборот вокруг неподвижной оси и составляет с другими звеньями только вращательные кинематические пары;
ползун – звено, образующее поступательную пару со стойкой;
кулиса – звено, вращающееся вокруг неподвижной оси и образующее с другими подвижными звеньями поступательную пару;
стойка – неподвижное звено.
Рис. 1 Структурная схема механизма установки для нарезки изделий: 0 – стойки; 1 – кривошип;2 – шатун; 3 – ползун (пуансон)
Кинематической парой называется подвижное соединение двух соприкасающихся звеньев, которые классифицируются по виду движения, количеству возможных независимых движений и характеру соприкасания звеньев.
Подвижность – это количество независимых движений, задаваемых механизму с тем, чтобы все его звенья двигались синхронно. Она вычисляется по известной формуле П. Л. Чебышева:
W = 3n – 2P5, (1)
где W – подвижность; n – количество подвижных звеньев механизма, n=3;
P5 – число одноподвижных кинематических пар 5-го класса, p5=4.
Подставив в формулу (1) конкретные значения, получим:
W = 3·3 – 2·4 = 1.
Следовательно, достаточно одному из звеньев задать движение, чтобы механизм приобрел определенность движения.
Структурной группой (группой Ассура) называется кинематическая цепь с нулевой степенью подвижности относительно тех звеньев, с которыми входят в кинематические пары ее свободные элементы, не распадающаяся на более простые цепи, удовлетворяющие этому же условию.
Отсоединим группы Ассура от механизма (рис. 1), начиная с последнего звена, и изобразим их отдельно (рис.2). Определим их класс и порядок групп.
Рис. 2. Группы Ассура и ведущее звено механизма:
а – группа 2-го класса и 2-го порядка (А, В, С – вращательные кинематические пары; С′ - поступательная кинематическая пара); б – группа 1-го класса.
Классы групп выше 2-го определяются количеством кинематических пар, образующих замкнутый контур, порядок группы – числом свободных кинематических пар, к которым могут быть дополнительно присоединены звенья. Выделенные группы относятся ко 2-му классу 2-го порядка.
После отсоединения группы от механизма подвижность последнего не должна изменяться. В результате выделения структурных групп остаются ведущие звенья, которые, по Ассуру, относятся к механизмам 1-го класса.
Класс всего механизма определяется наивысшим из классов структурных групп, входящих в его состав. Следовательно, рассматриваемый механизм – 2-го класса (рис. 2).
Результаты структурного анализа заносятся в таблицу 1.
Звенья и кинематические пары механизма установки для нарезки изделий
Таблица 1
1.2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА
При кинематическом исследовании решаются следующие задачи: определение траекторий движения точек и звеньев механизма, вычисление линейных скоростей и ускорений звеньев. При этом действие нагрузок не учитывается. Используются следующие методы: графический, аналитический, графоаналитический, экспериментальный.
1.2.1. Построение 12 планов положений механизма
Для выполнения этого пункта необходимо знать размеры звеньев: lAB=0,30 м; lBC=1,00 м. Примем на плане AB=60мм. Тогда масштабный коэффициент длин:
μl = м / мм, (1.3)
где - отрезок на чертеже, которым изображается кривошип.
Определим масштабную длину других звеньев:
мм (1.4)
где BC - отрезок на чертеже; lBC – заданная длина шатунов.
В курсовом проекте рекомендуется принимать длину отрезка 40-60 мм.
В принятом масштабе выполним схему механизма в 12 положениях. Для этого из произвольно выбранной точки А, которая является центром, строим окружность радиусом АВ и делим её на 12 равных частей. При этом произвольно выбираем то, что кривошип AB находится в вертикальном положении. Откладываем отрезок AD и находим точку D. В этой точке проводим окружность радиусом AD. Из точек деления В1, В2, …, В12 радиусом ВС проводим дуги, пересекая окружность CD, точки пересечения дуг с окружностью будут являться точками траекториии движения точки С. Точки пересечения C1, С2, …, C12 соединяем прямыми линиями с соответствующими им точками В1, В2, …, В12. Приняв центры тяжести шатуна расположенными посередине звеньев, обозначив их точками S1, S2, …, S12 и соединив плавной кривой, получим траектории движения.
По построенным планам положений можно определить траектории движения точек механизма: точка В - окружность радиуса АВ; S – замкнутая кривая; точка C – прямая CА. Ход ползунов
Одно из положений (в данном случае 4-е) обводится основной линией, остальные – тонкими (вспомогательными).
1.2.2. Построение 12 планов скоростей механизма
План скоростей — такое графическое изображение, при котором векторы абсолютных скоростей выходят из одной точки, называемой полюсом. Построение плана рассмотрим на примере 4-го положения механизма.
Определим скорость точки В. Поскольку она совершает вращательное движение относительно центра А с постоянной угловой скоростью ω1 = 14 рад/с, то
, (1.6)
где - длина звена АВ.
Выберем масштаб построения:
. (1.7)
В проекте рекомендуемая длина вектора не менее 50 мм. Из произ вольно выбранного полюса Р проведем вектор Рb длиной 50 мм пер пендикулярно звену АВ по направлению вращения кривошипа.
Для определения скорости точки С составим два векторных урав нения:
, (1.8)
где — вектор скорости неподвижной точки С0, принадлежащей стойке СА; и — векторы скоростей точки С относительно точек В и С0. Вектор является линейной скоростью вращатель ного движения шатуна относительно точки В. Следовательно, он пер пендикулярен звену ВС. Вектор характеризует поступательное движение ползуна 3, он параллелен направляющей СA.
Систему уравнений (1.8) решим графически, для чего из конца вектора скорости точки b на плане проведем линию, перпендикулярную звену СВ, а из точки с0 (все неподвижные точки расположены в полюсе плана) — линию, параллельную направляю щей СA. Точка пересечения этих двух прямых определяет конец век тора Рс, который в масштабе характеризует скорость точки С.
Рассмотрим порядок пользования планом для определения ли нейных и угловых скоростей.
Скорость точки С равна:
(1.9)
Отрезок Рс измерим непосредственно на чертеже. Величину угловых скоростей шатунов определим по формуле
(1.10)
где cb — отрезок на плане скоростей, lBC - длина звена ВС.
Для определения направления угловoй скорости мысленно перенесем вектор относительной скорости в точ ку С механизма; его направление укажет направление вращения шатунов.
В курсовом проекте строится 12 планов скоростей для каждого положения механизма. Они располагаются на свободном поле листа. Вычислим линейную скорость точки С и угловую скорость . Результаты занесем в таблицу 1.2.
Таблица 1.2
Линейные и угловые скорости точек и звеньев механизма
|
Параметры |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
|
Pc, мм |
0 |
52 |
82 |
82 |
60 |
30 |
0 |
30 |
60 |
82 |
82 |
52 |
|
м/с |
0 |
2,6 |
4,1 |
4,1 |
3,0 |
1,5 |
0 |
1,5 |
3,0 |
4,1 |
4,1 |
2,6 |
|
bc,мм |
82 |
70 |
40 |
0 |
44 |
73 |
82 |
73 |
44 |
0 |
40 |
70 |
|
4,1 |
3,5 |
2,0 |
0 |
2,2 |
3,65 |
4,1 |
3,65 |
2,2 |
0 |
2,0 |
3,5 |
1.2.3. Построение плана ускорений для 9-го положения механизма
План ускорений строится для одного из положений механиз ма (в данном случае 4-го), для которого проводится силовой расчет. Предварительно составим уравнения в векторном виде и определим ускорение точки В:
(1.11)
где — тангенциальное ускорение точки В, характеризующее из менение скорости по величине, которая определяется как (учитывая, что звено АВ вращается с постоянной угловой скоростью, угловое ускорение кривошипа); — нормальное ус корение точки В, характеризующее изменение скорости по направле нию.
Оно вычисляется так:
(1.12)
где - угловая скорость звена АВ, -его длина.
Зададимся масштабом построения:
(1.13)
Из произвольно выбранного полюса проведем вектор дли ной 100 мм параллельно звену АВ по направлению к центру вращения кривошипа — точке А.
Как и при построении плана скоростей, для определения ускорения точки С составим два векторных уравнения:
(1.14)
где — нормальное ускорение точки С относительно В, оп ределяющееся как:
(1.15)
где - угловая скорость звена ВС, - его длина.
Значение возьмем из табл. 1.2. Ускорение параллельно звену ВС и направлено к точке В. На плане это ускорение определяется вектором длиной
(1.16)
Тангенциальное ускорение точки С относительно В вычисляется как и имеет направление, перпендикулярное шатуну СВ); — ускорение точки С относительно неподвижной точки С0 параллельно направляющей СА..
Решим систему уравнений (1.14) графически. Из точки b плана ускорений проведем вектор длиной 6,48 мм, параллельный ВС и направленный к точке С. Из конца вектора проведем линию, перпендикулярную звену ВС, а из точки с0 (она лежит в полюсе пла на) — линию, параллельную стойке СA. Их пересечение определит точку с. Отрезок в масштабевыражает абсолютное ускорение ползуна. Отрезок, соединяющий точки и плана, представляет собой вектор .
Найдем на плане ускорений центр тяжести шатуна . Для этого соединим прямой линией точку с точкой , определим центр линии . Отрезок, соединяющие точку с полюсом , выразим в определенном масштабе ускорения центра тяжести 2-го звена.
Пользуясь планом, вычислим линейные ускорения точек и угловые ускорения звеньев. Линейные ускорения точек С, :
(1.17)
(1.18)
Отрезки , измерим на плане ускорений в милли метрах. Угловое ускорение 2-го звена:
(1.19)
где - тангенциальное ускорение точки С относительно точки В, - масштаб построения, - длина звена ВС.
Длина вектора измеряется также на плане. Для определения направления ускорения мысленно перенесем в точку С механизма вектор, который укажет направление углового ускорения.
1.2.4. Построение кинематических диаграмм
Кинематическими диаграммами называют графики зависимости перемещения S, скорости и ускорения а одной из точек механизма от угла поворота кривошипа или времени t. В проекте эти диаграммы строятся для точки С и ползуна 3.
Построение начнем с диаграммы перемещения и системы координат. На оси абсцисс отложим 12 равных отрезков произволь ной величины (1 – 2, 2 – 3, ..., 12 – 13), которые в масштабе означают время поворота кривошипа на угол . Для рассматриваемого варианта длина отрезка 1 – 13, выражающего время одного оборота кривошипа, равна 120 мм. Время определим как
, (1.20)
где = 3,14, - угловая скорость звена АВ. Масштаб времени
(1.21)
По оси ординат отложим перемещения ползуна С в масштабе . Для этого в каждом положении механизма измерим отрезки и отложим их на соответствующих ординатах: 1 - 1', 2 - 2', ..., 13 - 13'диаграммы . Соединив точки 1', 2',..., 13' плавной кривой, получим кинематическую диаграмму перемещения ползуна.
Графически продифференцировав эту кривую в определенной последовательности методом хорд, получим диаграмму изменения скорости .
1. Под диаграммой построим оси координат и , влево от начала оси абсцисс отложим отрезок произвольной длины.
2. Из точки K1 проведем лучи параллельно хордам 1' - 2', 2' - 3', ..., 12' — 13' кривой . Эти лучи отсекут на оси ординат отрезки, пропорциональные средней скорости .
3. Из точек пересечения лучей с осью ординат проведем лучи, параллельные оси , до их пересечения со средними ординатами со ответствующих участков диаграммы. Получим точки 1', 2', 3' и т. д. Соединив их плавной кривой, получим диаграмму скоростей .
Аналогично продифференцировав диаграмму , построим ди аграмму ускорений ползуна . Масштабы полученных диаграмм и рассчитаем по формулам
; (1.22)
. (1.23)
Пользуясь диаграммами, определим скорость и ускорение точ ки С в 5-м положении, а результаты сравним со значениями, рассчи танными по методу планов.
Метод диаграмм:
, (1.24)
, (1.25)
где Y/5и Y//5– длины ординат из диаграммы скорости и ускорения соответственно, мм.
Метод планов:
; .
Разница расчетов составляет:
; (1.26)
. (1.27)
Ошибки при решении инженерных задач графоаналитическими методами не должны превышать ±5 %. Таким образом, достигнута необходимая точность кинематического анализа.
Отдельно взятый план скоростей (ускорений) позволяет определить скорости (ускорения) всех точек и звеньев механизма в заданном его положении. Кинематические диаграммы дают возможность просле дить изменение параметров за один оборот кривошипа, но только для одной точки механизма. Эти два метода дополняют друг друга.
1.3. КИНЕТОСТАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМА ДЛЯ 5-ГО ПОЛОЖЕНИЯ
Кинетостатическое исследование механизма проводится с целью определения сил реакции в кинематических парах, уравновешивающей силы и мощности на валу кривошипа. В основе исследования лежат два принципа: Даламбера и статической определимости. Первый при менительно к механизмам формулируется следующим образом. Если к механизму приложить все внешние силы, силы реакции в кинемати ческих парах и инерционные нагрузки, его можно рассматривать как механизм, находящийся в равновесии. К нему применимы уравнения статики. Принцип статической определимости заключается в необходимости равенства числа неизвестных составляющих реакций количеству возможных уравнений равновесия. В механизмах статически отделимыми являются структурные группы Ассура.
1.3.1. Расчет сил тяжести и инерционных нагрузок
В задании на проектирование не указана масса звеньев. Ее следу ет определять исходя из предположения, что звенья кривошип и шатун 2 выполнены сплошными, круглого поперечного сечения при их полной длине и массе q, приходящейся на 1 м длины звена;
; (1.28)
а для ползуна 3 – как удвоенная масса кривошипа. Для нашего случая масса звеньев
;
Силу тяжести звеньев определим по формуле
, (1.29)
где - масса соответствующего звена, g = 9,81 м/- ускорение свободного паде
ния :
; ,
Силу инерции звеньев рассчитаем по формуле
, (1.30)
где тi — масса соответствующего звена; аsi – ускорение центра мас сы звена.
.
.
Моменты сил инерции шатуна найдем по формуле
, (1.31)
где — центральный момент инерции, рассчитываемый для кругло го поперечного сечения по формуле
, (1.32)
— угловое ускорение звена.
, .
1.3.2. Определение реакций в кинематических парах
Для определения реакций в кинематических парах воспользуемся принципами Даламбера и статической определимости групп Ассура. Выделим из состава механизма группу Ассура, состоящую из звеньев 2 и 3 , вычертим ее отдельно в произвольном масштабе . Приложим в соответствующие точки векторы сил тяжести звеньев G2 и G3, сил инерции Fи2 и Fи3, силы полезного сопротивления Fс и момент сил инерции Ми2. Момент Ми2 направим противо положно угловому ускорению . Сравнив численные значения нагрузок G1 = 58,86 Н, G2 = 117 Н, Fи2 =135 Н, Ми2 = 97,6 Н∙ м со значением силы Fс = 7 Н, придем к выводу, что они в 35 раз меньше силы сопротивления. С учетом этого действием сил тяжести и инерционных нагрузок в дальнейших расчетах можно пренебречь. Вектор силы Fс направим противоположно ско рости точки С.
Действие отброшенных звеньев 1 и стойки 0 на группу Ассура 2 – 3 заменим силами реакций R12 и R03. В соответствии с аксиомами статики вектор силы R03 направлен нормально направляющей СA, а вектор силы R12 параллельно звену ВC.
Составим уравнения равновесия для группы, состоящей из звеньев 2 и 3. Сумма векторов всех сил, действующих на эти звенья, равна нулю:
, . (1.33)
Решим уравнение (1.33) графически. Для этого, выбрав масштаб по строения
(1.34)
где – длина вектора, который на чертеже определяет силу , построим план сил.
Так как система сил находится в равновесии, то план должен представлять собой замкнутый многоугольник. Постро ение начнем с вектора силы . Для этого из произвольно выбранной точки проведем вектор длиной 60 мм параллельно направляющей СА, из конца достроенного вектора — линию, параллельную действию силы R12, а из начала — линию, параллельную реакции R03 . В резуль тате получим треугольник сил АВС . Из построения опреде лим значение сил реакций:
; (1.35)
. (1.36)
Рассмотрим равновесие начального звена АВ. Изобразим его от дельно в масштабе и приложим в точке В силу реакции R21, равную по величине реакции R12, но направленную проти воположно. Кроме того, в точке В приложим уравновешивающую силу Fу, которая перпендикулярна звену АВ и направлена противополож но вращению кривошипа. Физический смысл силы Fу заключается в том, что это фактически движущая сила, которую развивает приводной двигатель. Величина ее определяется из условия равновесия начального звена, поэтому она и называется уравновешивающей. Действие отброшенной стойки в кинематической паре А заменим силой реакции R03. Направление ее пока неизвестно, поэтому на чертеже изображена пунктирной линией. Составим уравнения равновесия
1. Сумма моментов всех сил относительно точки А равна нулю:
(1.37)
В соответствии с уравнением (1.37):
где - сила реакции, отрезки АВ и h измерим на чертеже.
2. Сумма векторов всех сил, действующих на 1-е звено, равна 0:
(1.38)
Для решения уравнения (1.38) построим план сил в масштабе
(1.39)
Проведем векторы сил и , а их длину на плане опреде лим следующим образом:
Получим ломаную линию DEF. Так как сумма сил равна нулю, замкнем линию отрезком DF. Он является искомой реакцией R01, величина которой определяется как . Вычислив значение реакций в кинематических парах, можно в дальнейшем выполнять расчеты на прочность.
Зная величину уравновешивающей силы можно рассчитать мгновенную мощность на кривошипе:
, (1.40)
где Тм — крутящий момент, Н · м, - угловая скорость стойки.
1.3.3. Рычаг Жуковского
Вспомогательный рычаг Жуковского представляет собой план скоростей механизма, повернутый на 90е в любую сторону и принимаемый за абсолютно твердое тело, имеющее возможность вра щаться вокруг неподвижной точки — полюса плана скоростей.
В соответствии с теоремой Жуковского, если механизм под действием заданной системы сил находится в равновесии, то и рычаг Жуковско го также находится в равновесии. Он используется для определения уравновешивающей силы без кинетостатического расчета. В курсовом проекте силу определяют при помощи рычага и сравнивают ее со значением , полученным при силовом расчете.
Построим повернутый план скоростей для рассматриваемого 5-го положения механизма в произвольном масштабе. В точку с плана приложим вектор силы сопротивления FC , а в точку b — вектор уравновешивающей силы . Составим уравнение равновесия, которое заключается в равенстве суммы моментов всех сил относительно полюса плана нулю:
, . (1.41)
В соответствии с уравнением (1.41)
отрезки Рс, Рb измерим непосредственно на чертеже, сравним по лученные значения и и вычислим погрешность расчетов:
(1.42)
Погрешность не должна превышать 5 %, в противном случае следует проверить расчеты и при необходимости повторить исследование.
1.3.4. Определение средней мощности на валу кривошипа
Среднюю мощность на валу кривошипа мы найдем как
, (1.43)
где Аср – работа механизма за один оборот ведущего звена, Дж; Тц — время одного цикла (одного оборота кривошипа), с.
Время Тц вычислим по формуле
. (1.44)
где =3,14, -угловая скорость стойки.
Работу Аср можно определить как площадь фигуры под диаграммой изменения силы сопротивления FC. Работа будет равна:
(1.45)
где Н – ход ползуна С. Отрезок С1С7 измерим на чертеже.По формуле (1.43) рассчитаем среднюю мощность на валу кривошипа:
Значения мощности Рср = 10376 Вт и угловой скорости на валу кривошипа АВ ω1= 11 рад/с являются исходными параметрами для расчета и проектирования привода механизма компрессора холодильной машины.
2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА ОБЩЕГО
НАЗНАЧЕНИЯ
В третьем разделе осуществляются расчет элементов привода рычажного механизма, и разработка конструкции одноступенчатого цилинд рического косозубого редуктора. За основу принята известная ме тодика коллектива авторов под общим руководством С. А. Чернавского [3].
К исходным данным на проектирование относятся эксплуата ционные, загрузочные и энергетические характеристики: сред няя мощность Pср = 10736 Вт, угловая скорость кривошипа ω1 =11 рад/с, тип нереверсивного редуктора, предназначенного для длительной эксплуатации, и режим работы привода, характеризуемый требуемой долговечностью (Lh, ч) его рабочих элементов, в частности редуктора. Значение Lh определим по формуле
Lh=365·Л·24·кгод· ксут, (2.1)
где Л=12– срок службы привода, годы; кгод=ксут=0,55 – соответственно коэффициенты годового и суточного использования привода.
Для рассматриваемого примера получим:
Lh=365·12·24·0,55·0,55=31798 ч.
2.1. Выбор электрического двигателя
При передаче движения от вала электрического двигателя к кривошипу АВ теряется определенная часть его мощности из-за трения в рабочих элементах привода (клиноременная и зубчатая цилиндрическая передачи и подшипники). Эти потери учитываются при помощи общего коэффициента полезного действия (КПД)(), который рассчитаем по формуле:
, (2.2)
где ηзп – КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи; ηрп – КПД клиноременной передачи; ηпк – КПД одной пары подшипников качения; степень «2» - количество пар подшипников качения.
При выполнении проектного расчета невозможно точно определить значения КПД элементов кинематической схемы привода, поэтому из табл. 3.1[8] выберем наименьшие значения КПД, т.е. ηзп=0,97, ηрп=0,95 и ηпк=0,99, и в соответствии с (2.2) найдем общий КПД привода ():
Для выбора электрического двигателя определяем требуемую мощность (P0′) и частоту вращения его вала (n0′) по следующим формулам:
кВт. (2.3)
n0=, (2.4)
где – частота вращения ведомого вала редуктора (вала кривошипа АВ), мин-1; и - рекомендуемые значения передаточных чисел ременной и закрытой зубчатой цилиндрической передач; согласно рекомендациям табл. 2.3 [2] = 2…5 и =2…6,3.
Частоту вращения ведомого вала редуктора определим из выражения
===105 мин-1, (2.5)
где -угловая скорость стойки, =3,14
Тогда значение по формуле (2.4):
== 105(2…5)(2…6,3)=525… 3307мин-1.
Выбор электрического двигателя производим по табл. 3.2 [8]. При выборе необходимо учитывать, чтобы расчетное значение мощности P0′ было близко к номинальной мощности двигателя P0. Допускается перегрузка асинхронных электродвигателей до 8 %. Она определяется по формуле
(2.6)
В случае невыполнения этого условия необходимо выбрать двигатель ближайшей большей мощности. При этом необходимо учитывать, что каждому значению номинальной мощности P0 соответствует одновременно несколько типов двигателей с различными синхронными частотами вращения вала nC=3000; 1500; 1000; 750 мин-1. Следует иметь ввиду, что двигатели с большой частотой вращения имеют низкий ресурс, а двигатели с низкими частотами вращения весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять в приводах малой мощности.
Для нашего случая недогрузка:
С учетом вышеперечисленных особенностей при P0′=11,9 кВт и =525…3307 мин-1 выбираем двигатель АИР132S6 с номинальной мощностью P0=11 кВт и асинхронной (номинальной) частотой вращения вала n0=970 мин-1 (базовое обозначение двигателя: «Двигатель АИР132S6 ТУ16-525.564-84»).
2.2. Энергокинематический расчет привода
Определяем общее передаточное число привода:
===9,2, (2.7)
где -частота вращения вала электродвигателя, -частота вращения ведомого вала редуктора.
Кроме того, значение выражаем через передаточные числа клиноременной передачи uрп и зубчатой цилиндрической передачи редуктора uзп, тем самым обеспечиваем условие разбивки общего передаточного числа:
= uрп uзп (2.8)
Правильная разбивка общего передаточного числа должна обеспечить компактность проектируемых передач привода и соразмерность их элементов. Для того чтобы передачи имели оптимальные размеры, необходимо придерживаться некоторых средних значений uрп и uзп, указанных в п. 2.1, и по возможности не доводить их до наибольших значений. Кроме того, в случае наличия в приводе одноступенчатых редукторов (в рассматриваемом приводе имеется одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор) предпочтительно с учетом вышеперечисленных рекомендаций назначить передаточное число передачи редуктора из стандартного ряда: 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3. Принимаем для дальнейшего расчета uзп=2,0.
Тогда с учетом зависимости передаточное число ременной передачи найдем из выражения (2.8):
===4,6 мин-1
Определяем частоты вращения валов привода. В нашем случае при известной частоте вращения вала электрического двигателя n0=960 мин-1 частоты вращения ведущего n1 и ведомого n2 валов редуктора найдем по следующим зависимостям:
===210 мин-1 (2.9)
==105 мин-1 (2.10)
Для определения вращающих моментов на ведущем Т1 и ведомом Т2 валах редуктора, а также на валу электродвигателя Т0 воспользуемся найденным ранее значением мощности Pср=2571 Вт. Учитывая особенности компоновки рабочих элементов привода, значения моментов Т1 ,Т2 и Т0 рассчитаем при помощи следующих зависимостей:
===986 Н м (2.11)
===513Н м (2.12)
===117 Н м (2.13)
Полученные значения энергокинематического расчета сведем в табл. 2.1.
Таблица 2.1
Энергокинематические показатели привода
|
Номер (наименование вала) |
Частота вращения, мин-1 |
Вращающий момент, Н·м |
|
0 (вал электродвигателя) |
970 |
117 |
|
1 (ведущий вал редуктора) |
210 |
513 |
|
2(ведомый вал редуктора) |
105 |
987 |
2.3. Выбор материала для зубчатых колес
При расчёте зубчатых колёс редуктора на прочность необходимо предварительно выбрать материалы, из которых будут изготовлены шестерня и колесо, и определить величину допускаемых напряжений для них. Так как при передаче движения зубья шестерни чаще входят в контакт, чем зубья колеса (z1, < z2), их твёрдость и прочность должны быть несколько выше, что обеспечит равнопрочность передачи.
Для рассматриваемого варианта выберем низколегированную сталь 40X ГОСТ 4543 – 71. Для шестерни, предполагая, что её диаметр меньше 160 мм, предел прочности σВ=880 МПа, предел текучести =590МП, твёрдость по Бринеллю НВ=260, термообработка – улучшение. Для зубчатого колеса диаметром больше 180 мм, эти показатели соответственно равны σВ =830, σТ=540 МПа, НВ=245,термообработка – улучшение.
2.4.Определение допускаемых напряжений
Для расчета зубьев на контактную прочность и изгиб необ ходимо определить значения допускаемых напряжений:
, (2.14)
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Для углеродистой и легированной стали при использовании термообработки
, (2.15)
для шестерни – 2·260 + 70 = 590 МПа, для колеса – 2·245+70 = 560 МПа.
Коэффициент долговечности КНL учитывает отличие действительного числа циклов нагружения NНЕ от базового NHO = 10:
(2.16)
При расчете передачи, предназначенной для длительной эксплуатации, когда NНЕ ≥ NHO принимают КHL = 1. Если NНЕ < NНО, определяют его действительные значения, но при этом для колес из закаленной стали КНL<1,8, для колес из нормализованной и улучшенной стали КНL < 2,6. Допустимый ко эффициент запаса [SН] при объемной закалке зубьев принимают равным 1,1 – 1,2 при других видах поверхностного упрочне ния – 1,2 – 1 ,3.
Для нашего условия допускаемое напряжение по формуле (2.14) шестерни:
МПа,
где =590МПа; КНL=1; [SН]=1,3.
Допускаемое напряжение колеса:
МПа,
где =560 МПа; КНL=1; [SН]=1,3.
Расчетное допускаемое напряжение определяется по фор муле
, (2.17)
МПа.
При соблюдении условия [σн] < 1,23[σн min ] = 510 МПа. В данном расчете это условие соблюдено.
Определим допускаемые нормальные напряжения по фор муле:
, (2.18)
где (2.19) и (2.20).
Коэффициент KFC учитывает влияние двустороннего приложе ния нагрузки. При одностороннем приложении KFC =1,0 , при дву стороннем – 1,8. Коэффициент KFL учитывает долговечность пе редачи:
, (2.21)
где m – показатель радикала (m = 6 – для колес, подвергнутых цементации, объемной или поверхностной закалке); - базовое число; = 4·106; - действительное эквивалентное число циклов. При > коэффициент =1. Коэффициент учитывает способ получения заготовки для нарезанных колес, паковок и штамповок = 1,0, для проката = 1,5,
для литых заготовок = 1,3.
В данной ситуации при числе циклов больше базового, односторонней нагрузке и штампованных заготовках из стали 40Х определим допускаемые напряжения. Для ше стерни по формулам (2.18), (2.19) и (2.20):
МПа,
где МПа ;KFC =1,8; =1; =1,75; = 1,0.
Для колеса:
МПа,
где МПа; KFC =1,8; =1; =1,75; = 1,0.
2.5.Расчет зубчатых колес.
Расчет производится на выносливость по контактным напря жениям. Межосевое расстояние передачи определяется по фор муле:
, (2.22)
где - зубчатая цилиндрическая передача редуктора, - вращающий момент ведомого вала,[] – допускаемое напряжение, , , -коэффициенты.
Для прямозубых колес коэффициент равен 49,5, для косозубых и шевронных – 43,0. Коэффициент выбирают по таблице 3.8 [8], в нашем случае он равен 1,15. Значение коэффициента ширины венца определяют по ГОСТ 2185-66,для косозубых колес предпочтительнее = 0,25 ÷ 0,63.
Выбрав значения коэффициентов= 43,0; = 1,15; = 0,40, рассчитаем по формуле(2.22):
мм.
Примем = 200 мм. Нормальный модуль зацепления рассчитаем по следующей формуле:
, (2.23)
мм.
Примем mn = 3 мм. Ориентировочный угол наклона зубьев . Определим число зубьев шестерни и колеса:
, (2.24)
.
Примем Z1 = 43, тогда . (2.25)
Уточненный показатель угла наклона зубьев:
, (2.26)
,
Определим диаметры делительных окружностей до сотых долей
миллиметра:
= (2.27)
Проверим межосевое расстояние:
(2.28)
Основные размеры шестерни и колеса:
- диаметр вершин зубьев:
мм (2.29)
мм
- диаметр впадин зубьев:
(2.30)
- ширина зубчатого колеса:
, (2.31)
где =0,4-коэффициент ширины венца.
мм.
- ширина шестерни:
, (2.32)
мм.
Найдем окружную скорость на колесе:
м/с, (2.33)
где -делительный диаметр колеса; -частота вращения ведомого вала.
В зависимости от величины окружной скорости назначают сте пень точности изготовления зубчатых колес: при < 10 м/с для косозубых колес – 8-ю степень. После установления окончательных размеров шестерни и ко леса необходимо проверить величину действительных контактных напряжений, так как после уточнения размеров колес пе редачи можно уточнить и коэффициент: (2.34)
При скорости = 1,4 м/с и 8-й степени точности косозубой передачи найдем = 1,06; выберем = 1; при твердости НВ < 350, симметричном распо ложении колес и = 1,07
Уточненное значение коэффициента по формуле (2.34):
Величина действительных контактных напряжений:
(2.35)
МПа<[]=398
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба. Для этого найдем силы, действующие в зацеплении:
- окружная:
, (2.36)
Н.
- радиальная:
, (2.37)
Н.
- осевая:
, (2.38)
Н.
Напряжение изгиба определим по формуле:
, (2.39)
где , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, и , определяющий динамическое действие нагрузки, найдем по табл. 3.12 и 3.13 [8]. Коэффициент , учитывающий форму зуба, выберем в зависимости от эквивалентного числа зубьев:
, (2.40)
,
,
Коэффициент характеризует влияние угла наклона зубьев. В косозубой передаче
. (2.41)
Коэффициент учитывает неравномерность распределения на грузки между зубьями. Для прямозубых и косозубых колес у которых:
, (2.42)
.
Если , то коэффициент находят из выражения:
, (2.43)
принимая n по степени точности передачи (8), а величину равной приблизительно 1,5.
Вычислим по формуле (2.42)
.
Следовательно, по формуле (2.43):
. Величину действующих напряжений изгиба определяют для колеса, у которого отношение допускаемого напряжения к коэф фициенту, учитывающему форму зуба, меньше:
- для шестерни: МПа; (2.44)
- для колеса: МПа.
Рассчитаем величину напряжений изгиба для колеса по фор муле (2.39):
МПа=277 МПА
Таким образом, прочность спроектированных шестерни и ко леса по контактным напряжениям изгиба достаточна для нор мальной работы.
2.6. Предварительный расчет валов
На данном этапе проектирования определить величину изги бающего вал момента невозможно, поэтому предварительный расчет валов произведем на участке, нагруженном крутящим моментом по пониженным допускаемым напряжениям кручения: [τ] = 20 – 25 МПа.
Для ведущего вала диаметр выходного конца:
,
где -вращающий момент. (2.45)
мм.
Примем ближайшее к рассчитанному большее значение из стандартного ряда. dB1=50 мм.
Сконструируем ведущий вал редуктора. Диаметр участков вала под подшипник (dП1 ) и под шестерню () определяем с учетом его конструкции по следующим зависимостям:
(2.46) и , (2.47)
где и - размер упорных буртов соответствующих участков вала,равны 2…4 мм.
Таким образом, получаем, что dП1 = 50+2(2…4)=54…58мм .Поскольку размер dП1 должен быть кратным 5,то принимаем dП1 =55мм.Тогда =55+2(2…4)=59…63мм. Принимаем =60мм.
При определении dП1 и предусматриваем в местах перехода от одного участка к другому галтели радиусом r. В нашем случае при dП1 =50мм и =55мм принимаем r=2,5мм.
Длину выходного конца () и промежуточного участка () вала определим из зависимостей:
=(1,2…1,5) dB1 =(1,2…1,5)50=60…75мм (2.48)
=1,5 dП1 +10мм=1,5 50+10=85мм (2.49)
Принимаем =75мм и =85мм.
Расчет и конструирование ведомого вала проводят аналогично расчету ведущего, учитывая его отличительные конструктивные особенности.
Диаметр выходного конца:
мм. (2.50)
Округлив полученную величину до рекомендованных значений стандартного ряда, примем = 63 мм, диаметр вала предназначенного для установки подшипника, = 70 мм, колеса – = 75 мм. Диаметр вала под упорные бурты подшипника () и колеса ():
= + (2.51)
= + (2.52)
Принимаем ==85мм. Радиус галтели при = 63 мм и = 75 мм принимаем r=2,5 мм.
Длина выходного участка вала
(1,2…1,5) =(1,2…1,5)63=90 мм (2.53)
Принимаем 90 мм,длину промежуточного учаска вала примем ==90мм.
2.7.Определение конструктивных размеров зубчатых колес и корпуса
редуктора
Шестерню изготавливаем как одно целое с валом. Их размеры определены в пунктах 2.5 и 2.6.Зубчатое колесо изготавливаем при помощи двухсторонних штампов. Определим основные конструктивные параметры зубчатого колеса, при этом размеры, получаемые путем расчета, округляем до ближайших чисел из табл.3.14[8].
Диаметр ступицы :
мм, (2.54)
принимаем равным 120 мм.
Длина ступицы
мм, (2.55)
принимаем = 110 мм.
Толщина торца зубчатого венца
s=2,2m+0,05B=18,5мм. (2.56)
Диаметр обода
= =125мм, (2.57)
принимаем =125 мм.
Толщина обода
мм, (2.58)
принимаем δ0 = 10 мм.
Толщина диска
м, (2.59)
принимаем С = 26 мм.
Для свободной выемки колеса из штампа принимаем радиусы закруглений
R6мм, фаска f=1,0мм.
Определим конструктивные размеры корпуса.
Толщина стенок корпуса и крышки
=δк=1,84√T2=1,84√185=8мм. (2.60)
С учетом условия изготовления корпуса методом литья из серого чугуна рекомендуется принимать . Выберем корпус чугунный литой мм. Толщина фланцев основания и крышки : \
==1,5=1,5 8=12мм (2.61)
Толщина фундаментных лап корпуса
=2,25=2,25 8=18мм. (2.62)
Диаметр болтов равен:
- фундаментных, крепящих редуктор к основанию:
мм. (2.63)
Принимаем болты с резьбой М16.
- крепящих крышку к корпусу у подшипников качения:
мм. (2.64)
Принимаем болты с резьбой М12.
- болтов, крепящих крышку к кор пусу редуктора:
мм. (2.65)
Выберем болты с резьбой М10.
Для них используем соответствующие гайки и шайбы.
Диаметр и глубина конического штифта:
=(0,6…0,8)=(0,6…0,8)12=7,2…9,6мм, (2.66)
=++5мм=12+12+5=29мм (2.67)
Принимаем =8 мм и =30 мм.
2.8. Первый этап компоновки редуктора
Компоновку обычно проводят в два этапа. На первом этапе дают приближенное графическое определение положения колес в корпусе относительно их опор с целью расчета реакций в опорах и подбора подшипников.
Выбор типа подшипников определяется рядом факторов: величиной и направлением воспринимаемой нагрузки, частотой вращения внутреннего(наружного) кольца подшипника, диаметром вала, требуемой долговечностью, приемлемой стоимостью и схемой установки.
Для опор валов одноступенчатых цилиндрических редукторов в случае косозубой передачи по причине возникающей в ее зацеплении осевой силы рекомендуются шариковые радиально-упорные однорядные подшипники. Также рекомендуется выбирать подшипники легкой серии, что позволит обеспечить минимальные радиальные габариты подшипникового узла.
Таким образом, для опор валов выбираем подшипники радиально-упорные однорядные легкой серии. Для опор ведущего вала-№36208К6, для опор ведомого-№36209К6.
Выберем способ установки. Для фиксации валов от осевого смещения используют 2 способа: по схеме «враспор» или «врастяжку». Для простоты конструкции подшипниковых узлов для опор коротких валов выбираем способ «враспор».
Кроме этого, необходимо выбрать способы смазывания зацепления зубчатых передач и подшипников качения. Используем раздельный способ, заключающийся в закладке в подшипниковые узлы пластичных смазочных материалов. Также устанавливаем на валах специальные детали (мазеудерживающие кольца и шайбы), препятствующие вымыванию маслом пластичной смазки.
Компоновочный чертеж редуктора должен содержать его изображение в 2 проекциях: вид сбоку(главный) и вид сверху(разрез по осям валов при снятой крышке редуктора). Масштаб чертежа предпочтительнее 1:1.
По центру листа вертикально проведем 2 осевые параллельные линии редуктора, перпен дикулярно ей – две линии (оси валов) на расстоянии =125мм.
Затем по полученным ранее геометрическим параметрам вычерчиваем внешние контуры зубчатых колес передачи, ведущего и ведомого валов.
Вычертим контур внутренней стенки редуктора. Для этого проводим линии на расстоянии Х=8мм от торца ступицы колеса. Кроме того, зазор Х также предусматриваем между контуром стенки и окружностями вершин зубьев шестерни и колеса.. Измерим расстояние между центрами редуктора и подшипников на ведущем и ведомом валах. В дальнейших расчетах примем l1 = 127 мм.
2.9. Проверка долговечности подшипников
После предварительного выбора для намеченных типоразмеров подшипников качения необходимо провести проверочные расчеты, целью которых является предотвращение усталостного выкрашивания поверхностных слоев тел и канавок качения.
Согласно межгосударственным стандартам 18854-94 (ИСО 76-87) и 18555-94 (ИСО 281-89) расчеты проводят по двум критериям: базовой статистической C0r и базовой динамической Cr грузоподъемности.
Под базовой статистической грузоподъемностью понимают статистическую радиальную и осевую нагрузку, которая соответствует расчетным контактным напряжениям в центре наиболее тяжело нагруженной зоны контакта тела качения и дорожки качения подшипника. Базовая статистическая грузоподъемность- это постоянная радиальная или осевая нагрузка, которую подшипник теоретически может воспринимать при базовом расчетном ресурсе, составляющем один миллион оборотов. В свою очередь под базовым расчетным ресурсом (L10h) понимается срок службы (долговечность) не менее 90% идентичных подшипников из партии при одной и той же нагрузке и частоте вращения.
Указанные критерии работоспособности подшипников качения зависят от значения частоты вращения наружного и внутреннего колец. Если частота вращения одного из колец незначительна (n<1 мин-1), то расчет проводят по статистической грузоподъемности, а если n≥1 мин-1 по динамической. В последнем случае необходимо учитывать то, что если частота вращения находится в пределах 1…10 мин-1, то в расчетах принимают n=10 мин-1.
В большинстве случаев валы передач имеют частоту вращения больше 1 мин-1, поэтому для подшипниковых опор характерен расчет только по динамической грузоподъемности. При этом проверочный расчет сводится к проверке условия.
L10h ≥ Lh,где L10h и Lh – соответственно базовый расчетный ресурс и требуемая долговечность, выраженные в часах.
Проверочный расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности рекомендуется проводить в два этапа.
На первом этапе строятся расчетные схемы нагружения валов (рис 2.1 и 2.2). Затем путем составления и решения уравнений равновесия (моментов) для полученных систем сил определяются реакции Rr в опорах предварительно выбранных подшипников качения.
На втором этапе проводится собственно проверочный расчет параллельно для обеих подшипниковых опор вала, так как на данном этапе не всегда известно, какая опора более нагружена. Для удобства проверочный расчет подшипников рекомендуется проводить в следующей последовательности:
а)Для радиальных и радиально-упорных подшипников из табл. 3.20 и 3.21 [8] coответственно выписываем значения грузоподъемности C0r и Cr;
б) только для радиально-упорных подшипников определяем коэффициенты влияния осевого нагружения e(e′): для подшипников с углом контакта α=15° - по формуле
e′=0,579(Rr ·10-3/ C0r)0,136 (2.68)
и для подшипников с углом контакта α=26° - по табл.3.22[8];
в) только для радиально-упорных подшипников определяем осевые составляющие радиальных нагрузок (Rs) в опорах вала по формулам:
- для подшипников с углом контакта α=15° Rs= e′ Rr; (2.69)
-для подшипников с углом контакта α=26° Rs= e Rr;
г) приводим расчетные схемы нагружения валов к схемам нагружения подшипников (табл. 3.23)[8], при этом буквальное обозначение опор А и Б, В и Г поочередно условно заменяем на цифры 1 и 2 соответственно (цифрой 2 обозначается та опора вала, к которой направлена сила Fа);
д) в зависимости от схемы нагружения подшипников и соотношений сил Rs1, Rs2 и Fа между собой по справочной табл. Определяем осевые силы Rа1 и Rа2;
е) только для радиальных и радиально-упорных подшипников с углом контакта α=15° определяем соотношения (Rа·10-3)/ C0r) (2.70)
и по табл. 3.22[8] выбираем значения коэффициента e;
ж) определяем соотношение Rа/V Rr (2.71)
(здесь V- коэффициент вращения кольца,; при вращении внутреннего кольца отнорсительно радиальной нагрузки V=1; при вращении наружного кольца подшипника V=1,2);
з) по результатам сопоставления соотношения Rа/V Rr коэффициентом e по табл. 3.22[8] выбираем значения коэффициентов осевой и радиальной нагрузок;
и) в зависимости от условий и режима работы по табл. 3.24 и 3.25[8] соответственно выбираем значения температурного коэффициента (К Т) коэффициента безопасности (К б);
к) для опор вала определяем эквивалентные динамические нагрузки (RЕ) по формуле
RЕ= (V Rr+ Rа) К б К Т·10-3; (2.72)
л) путем сравнения эквивалентных динамических нагрузок между собой выбираем наибольшее значение RЕ, которое характерно для наиболее нагруженной опоры;
м) для наиболее нагруженной опоры вала определяем базовый расчетный ресурс (L10h), выраженный в часах, и проверяем выполнение условия
(2.73)
где p – показатель степени, учитывающий тип подшипника (для шариковых p=3); n- частота вращения кольца (как правило, частота вращения вала), мин-1.
Если условие выполняется, подшипники считаются пригодными для эксплуатации. В противном случае необходимо выбрать подшипники большей серии и повторить все расчеты.
Таким образом, опираясь на вышеприведенную методику, проведем необходимые расчеты для рассматриваемого примера, начиная с ведущего вала.
Составим расчетную схему вала. На вал действуют силы в зацеплении передачи: Ft=1952 H, Fr=722 H и Fа=488 H. Линейные размеры из схемы: l1=127 мм и d1=50,2 мм.
Определяем реакции в опорах.
В плоскости :
MA=0: (2.74)
RБ= Ft/2=1952/2= 976 H.
MБ=0: (2.75)
RА= Ft/2=1952/2= 976 H.
Проверим правильность нахождения реакций. Для этого составим и решим уравнение равновесия:
F=0: -RА+ Ft RБ=976+1952976=0 (2.76)
Следовательно, реакции найдены правильно.
В плоскости :
MA=0: ; (2.77)
.
MБ=0: ; (2.78)
.
Выполним проверку.
F=0: -RА+ Ft RБ=457,4+722264,6=0. (2.79)
Следовательно, реакции найдены правильно.
Определим суммарные реакции в опорах (реакции для расчета подшипников):
(2.80)
(2.81)
Проверочный расчет подшипников ведущего вала производим по динамической грузоподъемности, так как n1=537 мин-11 мин-1.Тогда для определения базового расчетного ресурса (L10h) воспользуемся приведенной выше методикой.
Для предварительно выбранного типоразмера шарикового радиально-упорного однорядного подшипника № 36205К6 из табл.3.21 выписываем значения грузоподъемностей: Cr=27 кН и C0r=20,4 кН.
Затем определяем по формулам (2.68) и (2.69) коэффициенты влияния осевого нагружения и осевые составляющие радиальных нагрузок:
- для опоры А
e′А=0,579(RrA·10-3/ C0r)0,136=0,579(1077·10-3/20,4) 0,136=0,38
RsA= e′А RrA=0,38·1077=409 H;
- для опоры Б
e′Б=0,579(RrБ·10-3/ C0r)0,136=0,579(1011·10-3/20,4) 0,136=0,38
RsБ= e′Б RrБ=0,38·1041=395 H.
Далее с учетом выбранного типа подшипников и способа их установки – «враспор» приводим расчетную схему нагружения вала к одной из схем, представленных в табл. 3.23[8] Учитывая направление действие силы Fa, получаем, что опора А соответствует опоре 2, а опора Б – опоре 1.
Для определения осевых сил в опорах выявим соотношения между силами RsБ (Rs1), RsA (Rs2) и Fa. Так как в нашем случае Rs1=395< Rs2 =409 Н и Fa=488 Н Rs2 Rs1=409395=13 Н, то согласно табл. 3.23[8] осевые силы Rа1 (RаБ) и Rа2 (RаА) будут равны:
Rа1= Rs1=395 Н и Rа2= Rs1+ Fa=395+488 =883 Н.
Определим соотношение Rа/ C0r (2.70) и при условии вращения внутреннего кольца подшипника относительно радиальной нагрузки (V=1) соотношение Rа/V Rr (2.71), а также значения коэффициентов e, Y и X:
- для опоры А при Rа2·10-3/ C0r= 883·10-3/20,4 =0,043 линейным интерполированием из табл. 3.22[8] принимаем eА=0,43 и так как Rа2/V RrА=883/(1·1077)=0,81 eА=0,43,то также из табл. 3.22[8] имеем Y=1,3 и X=0,44;
- для опоры Б при Rа1·10-3/ C0r=395·10-3/20,4=0,019 линейным интерполированием из табл. 3.22[8] определяем eБ=0,38 и так как Rа1/V RrБ=395/(1·1011)=0,39 eБ=0,38, то табл. 3.22[8] принимаем Y=1,47 и X=0,44.
Далее, задавшись тем, что рабочая температура подшипников не превышает 100 °С, и учитывая, что работа кривошипно-шатунных и рычажных механизмов сопровождается кратковременными перегрузками, по табл. 3.24 и 3.25 [8] соответственно принимаем значения температурного коэффициента К Т=1 и коэффициента безопасности К б=1,5.
Определяем по формуле (2.72) эквивалентные динамические нагрузки:
RЕА= (V RrА+ Rа2) К б К Т·10-3=(1·0,44·1077+1,3·916) ·1 ·1,5·10-3=2,49 кН,
RЕБ= (V RrБ+ Rа1) К б К Т·10-3=(1·0,44·1011+1,47·428) ·1 ·1,5·10-3=1,61кН.
Так как RЕА=2,49 кН RЕБ=1,61 кН, то опора А является наиболее нагруженной. Поэтому базовый расчетный ресурс рассчитываем для опоры А по формуле (2.73):
ч Lh=29149 ч.
Таким образом, расчеты показывают, что выбранные для опор ведущего вала подшипники № 36208К6 пригодны к использованию.
Произведем расчет подшипников и для опор ведомого вала. Составим его расчетную схему. На вал действуют силы в зацеплении передачи: Ft=1952 H, Fr=722 H и Fа=488 H.Линейные размеры из схемы: l2=125 мм и d2=201.
Определяем реакции в опорах.
В плоскости YOX:
MВ=0: ;
RГY= Ft/2=1952/2=976 Н. (2.82)
MГ=0: ;
RВY= Ft/2=1952/2=976 Н. (2.83)
Проверим правильность нахождения реакций.
F=0: RВ Ft RГ=976+1952976=0 (2.84)
Следовательно, реакции найдены правильно.
В плоскости :
MВ=0: ; (2.85)
.
MГ=0: ; (2.86)
.
Выполним проверку.
F=0: RВ- Fr+ RГ=-31-722+753=0. (2.87)
Следовательно, реакции найдены правильно.
Определим суммарные реакции в опорах:
, (2.88)
. (2.89)
Так как n2=134 мин-11 мин-1,то проверочный расчет подшипников ведомого вала также производим по динамической грузоподъемности.
Для предварительно выбранного типоразмера шарикового радиально-упорного однорядного подшипника № 36209К6 из табл. 3.21[8] выписываем: C0r=32 кН и Cr=25,65 кН.
Определяем по формулам (2.68) и (2.69) коэффициенты влияния осевого нагружения и осевые составляющие радиальных нагрузок:
- для опоры В
e′В=0,579(RrВ·10-3/ C0r)0,136=0,579(976·10-3/25,5) 0,136=0,37
RsВ= e′В RrВ=0,37·976=361 H;
- для опоры Г
e′Г=0,579(RrГ·10-3/ C0r)0,136=0,579(1232·10-3/25,5) 0,136=0,38
RsГ= e′Г RrГ=0,38·1232=468 H.
Учитывая выбранный тип подшипников, способ их установки – «враспор» и направление действия силы Fa,приведем расчетную схему нагружения вала к одной из схем, представленных в табл. 3.23[8], и получим, что опора Г соответствует опоре 2, а опора В – опоре 1.
Для определения осевых сил в опорах выявим соотношения между силами RsВ (Rs1), RsГ (Rs2) и Fa. Так как в нашем случае Rs1=361 Н< Rs2 =468 Н и Fa=488 Н Rs2 Rs1=468361=107 Н, то согласно табл. 3.23[8] осевые силы Rа1 (RаВ) и Rа2 (RаГ) будут равны:
Rа1= Rs1=361 Н и Rа2= Rs1+ Fa=361+488=849 Н.
Определим соотношение Rа / C0r (2.70) и при условии вращения внутреннего кольца подшипника относительно радиальной нагрузки (V=1) соотношение Rа/V Rr, (2.71),а также значения коэффициентов e, Y и X:
- для опоры В при Rа1·10-3/ C0r= 361·10-3/25,5=0,014 из табл. 3.22[8] линейным интерполированием (нахождением промежуточных значений) определяем eВ=0,38 и так как Rа1/V RrВ=361/(1·976)=0,336 eВ=0,38,то по табл. 3.22[8] имеем Y=0 и X=1;
- для опоры Г при Rа2·10-3/ C0r=849·10-3/25,5=0,033 из табл. 3.22[8] также линейным интерполированием определяем eГ=0,40 и так как Rа2/V RrГ=849/(1·1232)=0,68 eГ=0,40, то также интерполированием табл. 3.22[8] определяем Y=1,39 и X=0,44.
Вычисляем по формуле (2.72) эквивалентные динамические нагрузки с учетом принятых ранее коэффициентов К Т=1 и К б=1,5.
RЕВ= (V RrВ+ Rа1) К б К Т·10-3=(1·1·976+0·361) ·1 ·1,5·10-3=1,46 кН,
RЕГ= (V RrГ+ Rа2) К б К Т·10-3=(1·0,44·1232+1,39·895) ·1 ·1,5·10-3=2,58 кН.
Так как RЕГ=2,58 кН RЕB=1,46 кН, то базовый расчетный ресурс определяем по формуле (2.73) для опоры Г, так как она является наиболее нагруженной:
ч Lh=29149 ч.
Расчеты показывают, что выбранные для опор ведомого вала подшипники № 36209К6 пригодны к эксплуатации.
2.10.Второй этап компоновки редуктора
На втором этапе компоновки вычерчиваем зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготавливают данные для проверочных расчетов валов и других деталей. Чертеж выполня ем на листе формата А1 чертежной бумаги тонкими линиями. Сначала вычерчиваем шестерню и зубчатое колесо в сборе с ва лами по их конструктивным размерам.
Сконструируем узел ведущего вала. Нанесем осевые линии подшипников качения, удаленные от середины редуктора на рас стояние. Для уменьше ния числа ступеней вала и по вышения технологичности его изготовления кольца устанавли вают на участок вала того же диаметра, что и подшипники, осуществляя их осевую фикса цию внутренними кольцами подшипников и заплечиками вала. Вычертим крышки под шипников с уплотнительными прокладками толщиной примерно 1 мм и крепящими винтами. Глубина ввин чивания болтов в корпус редуктора не менее 1,5 их диаметра.
В крышках подшипников с отверстиями под выходные концы предусматриваем установку уплотнительных устройств для предотвращения утечки смазочных материалов из подшипниковых узлов. С этой целью используют войлочные кольца или резиновые армированные манжеты. Войлочные кольца применяют при невысоких скоростях скольжения – до2-5м/c. Манжетные резиновые уплотнения более универсальны. Они выдерживают скорость скольжения свыше 2 м/с, темпе ратуру от -45 до +50 °С и имеют ресурс до 5000 ч. Используем резиновые манжеты: Манжета 1.1-4060-3 ГОСТ 8752-79 и Манжета 1.1-4568-3 ГОСТ 8752-79.
Переход ведущего вала от Ø 40 мм до присоединительного конца Ø 35 мм вы
полним на расстоянии 10 – 15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки винтов крепления крышки. Длина присоединительного конца 20 мм. Аналогично сконструируем узел ведомого вала. Уточним некоторые особенности: для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматривается утолщение вала с одной стороны и установка распорной втулки – с другой. Переходы от малых диаметров валов к большим выполним радиусными или с канавками для выхода шлифовального круга, на ведомом валу установим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360 – 78. Вычертим шпонку длиной на 5 – 10 мм меньше, чем ступицы. Уточним расстояние между опорами.
2.11. Выбор и проверочный расчет шпонок
Для соединения валов с муфтами и зубчатым колесом возь мем призматические шпонки со скругленными торцами. Сечение шпонок и пазов и длину первых определим по ГОСТ 23360 – 78.Прочность соединений проверим по условию:
, (2.89)
где -допускаемое напряжение смятия материала ступицы, l-полная длина шпонки, b-ширина, h-высота, -глубина паза на валу, T- вращающий момент, d- диаметр вала.
Допускаемые напряжения сжатия зависят от материала сту пицы колеса. При стальной ступице []= 110 – 190МПа, для ступицы из чугуна []=70…100МПа. Диаметр ведущего вала в месте соединения его с полумуфтой равен 20 мм, размеры шпонки , = 5, длина = 36 мм при длине ступицы полумуфты 46 мм, шкив ременной передачи изготовлен из чугуна СЧ 20,момент на ведущем валу = 49 Н·м.
МПа МПа.
Проверим сечение ведомого вала под колесом и на выходном конце вала: = 50мм, , = 6 мм, = 60 мм при длине ступицы 70 мм. Материал ступицы колеса – сталь 40Х. Момент на ведомом валу = 185 Н·м.
МПа МПа
На выходном конце вала при том же моменте = 38 мм, , = 5 мм, = 45 мм при длине ступицы 55 мм. Материал полумуфты – сталь 40Х.
МПа МПа
Таким образом, условие прочности (2.89) выполнено для всех трех сечений
2.12. Проверочный расчет валов.
Конструкция, размеры и материал валов существенно зависят от критериев, определяющих их работоспособность, которая характеризуется в основном прочностью и жесткостью, а в некоторых случаях – виброустойчивостью и износостойкостью.
В большинстве случаев валы передач разрушаются вследствие низкой усталостной прочности в зоне концентраций напряжений из-за действия переменных нагрузок. Для валов, работающих с перегрузками, важным критерием работоспособности является статическая прочность. Таким образом, предварительно спроектированные валы необходимо подвергнуть проверочным расчетам на статическую прочность и на сопротивление усталости. При этом необходимо знать, что статическое разрушение валов наблюдается значительно реже, чем усталостное, поэтому расчет на сопротивление усталости является основным. Суть проверочных расчетов заключается в определении расчетных (фактических) коэффициентов запаса прочности и в их сравнении с допускаемыми значениями.
Проверочный расчет валов рекомендуется проводить в несколько этапов. На первом этапе необходимо установить характер циклов перемены напряжений. Вследствие вращения вала напряжения изгиба в различных точках его поперечного сечения изменяются по симметричному циклу. Напряжения кручения изменяются пропорционально изменению нагрузки. В большинстве случаев трудно установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации, поэтому принимают пульсирующий (отнулевой) цикл. Кроме этого на данном этапе производится выбор материала вала и его механических характеристик, построение эпюр изгибающих и вращающих моментов, а также предположительно устанавливаются опасные сечения, исходя из построенных эпюр моментов, размеров сечений вала и концентратов напряжений.
Основными материалами для валов служат углеродистые и легированные стали.Для большинства валов применяют термически обработанные стали 45, 40Х, для высоконагруженных валов в ответственных случаях – легированные стали 40ХН, 20Х, 12ХН3А. если вал изготавливается как одно целое с шестерней,
материал и способ термической обработки выбирают по условиям прочности зубьев шестерни.
На втором этапе проводят собственно проверочные расчеты на статическую и усталостную прочность. Рассмотрим общие вопросы проверочных расчетов. Предварительно необходимо наметить наиболее опасные сечения валов, которые определяются сопоставлением соответствующих эпюр моментов с конструкциями и размерами валов, а также установить источники концентрации напряжений, к которым относятся: осевые и радиальные отверстия, шпоночные пазы, ступенчатые переходы, посадки с натягом и др. выявить наиболее опасные сечения вала не всегда бывает возможно, поэтому расчеты проводятся для намеченных сечений.
В проектируемых сравнительно коротких валах в одноступенчатых зубчатых цилиндрических редукторах, как правило, наиболее опасными являются сечения в местах установки шестерни и колеса, а также подшипников со стороны выходных концов валов.
Расчет на статическую прочность проводят с целью предупреждения пластических деформаций и разрушений во время кратковременных перегрузок (при пуске, срабатывании предохранительных муфт и т. д.). В расчете определяют коэффициент запаса прочности по текучести (sT) и проверяют выполнение условия
, (2.90)
где - предел текучести материала, Н/мм2 (значение принимается по табл. 3.30 в зависимости от выбранного материала вала);W – осевой момент сопротивления сечения вала, мм3; КП- коэффициент перегрузки (в расчетах принимают КП=2,5); , - значения изгибающих и вращающих моментов, характерные для рассматриваемого сечения вала, Н·м (значения моментов берутся из соответствующих эпюр после назначения наиболее опасного сечения вала); [] - допускаемый коэффициент запаса прочности по текучести[] =1,3…1,6.
Осевой момент сопротивления зависит от формы поперечного сечения вала и его конструктивных элементов. Ниже приводятся формулы для определения величины W для следующих случаев:
- для сплошного сечения вала диаметром d:
(2.91)
- для сечения вала с пазом под одну призматическую шпонку:
, (2.92)
где b и – соответственно ширина и глубина шпоночного паза в валу, мм.
Целью расчета на усталостную прочность является обеспечение необходимой прочности вала на всем периоде его эксплуатации, при этом должны быть отражены разновидности циклов перемены напряжений, статические и усталостные характеристики материалов, размеры, формы и состояние поверхности. Расчет на усталостную прочность рекомендуется проводить в определенной последовательности.
1.определяются коэффициенты концентрации напряжений для различных их видов в рассматриваемом сечении:
- по нормальным напряжениям (индекс ):
(2.93) - по касательным (тангенциальным) напряжениям (индекс):
, (2.94)
е и – эффективные коэффициенты напряжений (их значения зависят от размеров сечения вала, механических характеристик материала и выбираются по табл. 3.31 или 3.32 [8] в зависимости от вида концентратора напряжений); и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения (масштабный фактор) по нормальным и касательным напряжениям соответственно (их значения выбирают из табл. 3.33[8] в зависимости от материала и диаметра сечения вала); - коэффициент влияния шероховатости поверхности вала (его значения назначаются по табл. 3.34 в зависимости от вида механической обработки поверхности и механических характеристик материала); - коэффициент влияния поверхностного упрочнения вала (его значения определяются по табл. 3.35[8] в зависимости от вида упрочнения, механических характеристик и конструктивной форму вала).
2.Определяются амплитуды (и ) и средние напряжения ( и τm) цикла:
- для симметричного цикла перемены напряжений изгиба
,=0 (2.95)
- пульсирующего (отнулевого) цикла перемены напряжений кручения
(2.96)
где - полярный момент сопротивления сечения вала, мм3; для сплошного сечения вала диаметром d
(2.97)
для сечения вала с пазом под одну призматическую шпонку
(2.98)
3. Определяются коэффициенты запаса прочности по нормальным () и касательным () напряжениям:
(2.99)
(2.100)
где и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, МПа (значения и принимаются по табл. 3.30[8] в зависимости от выбранного материала вала);и – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений (их значения принимаются по табл. 3.30 [8] в зависимости от выбранного материала вала).
4.Рассчитываем общий коэффициент запаса прочности на усталость (s) и проверяем выполнение условия
(2.101)
где [s] - допускаемый коэффициент запаса прочности на усталость, [s]=1,3…2,1.
Таким образом, опираясь на вышеприведенные особенности и последовательность расчетов, проведем для рассматриваемого примера проверку статической и усталостной прочности проектируемых валов.
Расчеты начнем с выбора материалов валов и механических характеристик. В качестве материала ведомого вала примем сталь марки Ст. 45 со следующими
механическими характеристиками: =800 МПа; =550 МПа; =350МПа;=210МПа; ==0. В качестве материала ведущего вал с учетом его изготовления как одно целое с шестерней принимаем материал шестерни Сталь 40Х; σв=800 МПа; σТ=650 МПа; =360МПа; =210МПа; =0,1; =0,05.
Строим эпюры изгибающих и вращающих моментов для ведущего вала. Для этого определяем значения изгибающих и вращающих моментов в характерных его сечениях.
В плоскости :
МXБ=0;
(2.102)
МXА=0;
МXД=0;
В плоскости :
МYБ=0;
(2.103)
(2.104)
МYА=0;
МYД=0.
По полученным данным строим эпюры изгибающих моментов МX и МY .
Вращающий момент на ведущем валу редуктора передается с конца вала (точка Д) до середины зубчатого венца шестерни (точка Е), т.е. на участке Д-Е Твр= Т1=49 Н на участке Е-Б Твр=0.
Строим эпюру вращающего момента Твр.
Аналогичные расчеты производим для ведомого вала. Определяем значения изгибающих и вращающих моментов в его характерных сечениях.
В плоскости :
МXЛ=0;
МXГ=0;
(2.105)
МXВ=0.
В плоскости :
МYЛ=0;
МYГ=0;
(2.106)
(2.107)
МYВ=0.
По полученным данным строим эпюры изгибающих моментов МX и МY.
Вращающий момент на ведомом валу передается от середины зубчатого венца колеса (точка К) до конца вала (точка Л), т.е. на участке В-К Твр= 0; на участке К-Л Твр= Т2 =185 Н·м.
Строим эпюру вращающего момента Твр.
Далее из сопоставления размеров ведущего и ведомого вала и соответствующих эпюр моментов получаем, что наиболее нагруженным валом является ведомый, при этом наиболее опасно его сечение К – место установки зубчатого колеса
(dк2=50мм; МXК=61МYК=47Твр= Т2 =185 Н·м). Кроме этого данное сечение ослаблено шпоночным пазом сечением .
Тогда по формулам (2.92) и (2.98) величины осевого и полярного моментов сопротивления для рассматриваемого сечения ведомого вала соответственно будут равны:
Проверим статическую прочность ведомого вала в сечении К.
Определяем расчетный коэффициент запаса прочности по текучести и проверяем выполнение условия (2.90):
Условие выполняется, т.е. статическая прочность вала в рассматриваемом сечении обеспечивается.
Проведем для сечения К необходимые расчеты на усталостную прочность.Предварительно определяем коэффициенты, , , , и , если необходимо,- интерполяцией: по табл. 3.31[8] с учетом изготовления шпоночного паза концевой фрезой при σв=800 МПа получаем =2,03 и =1,88, по табл. 3.33[8] с учетом того, что вал изготавливается из углеродистой стали, при dк2=50мм имеем =0,81 и =0,7; далее, принимая во внимание то, что поверхность участка вала под ступицу колеса обрабатывается обтачиванием (Ra≤0,8 мкм) и не упрочняется, соответственно по табл. 3.34 и 3.35[8] при σв=800 МПа получаем =1,3 и =1. Тогда коэффициенты напряжений по формулам (2.93) и (2.94) будут равны:
Затем определяем амплитуды (и ) и средние напряжения ( и ) цикла по формулам (2.95) и (2.96):
- при изгибе
,=0;
- при кручении
Рассчитываем коэффициенты запаса прочности по нормальным () и касательным () напряжениям по формулам (2.99) и (2.100):
Определяем общий коэффициент запаса прочности на усталость (s) и проверяем выполнение условия (2.101):
Условие выполняется, следовательно, усталостная прочность вала в рассматриваемом сечении ведомого вала обеспечивается.
2.13.Смазка узлов редуктора
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в жидкое масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение зуба на полную высоту, т. е. мм. Максимальное погружение допускается на 1/3 радиуса колеса. Выберем тре буемую вязкость масла. При скорости V = 1,34 м/с и контакт ных напряжениях МПа она равна 34·10-6 м2/с. По табл. 3.17[8] этому значению соответствует масло индустриальное И-З0А ГОСТ 20799 – 88.Камеры подшипниковых узлов заполним пластичным смазочным материалом ЦИАТИМ-201 по ГОСТ 6267-74.
С целью контроля уровня масла в корпусе редуктора устанавливаем жезловой маслоуказатель. Он ввинчивается в специальное отверстие, располагающееся в основании корпуса.
В верхней части корпуса редуктора предусматриваем отверстие смотрового люка для заливки масла во внутреннюю полость редуктора для смазывания зубчатых колес и их осмотра. Отверстие смотрового люка закрывается крышкой с закрепленной к ней ручкой-отдушиной. Она позволяет предотвратить возникновение избыточного давления во внутренней полости редуктора, которое может отрицательно сказываться на уплотнительных устройствах и вызывать через них просачивание масла. В нижней части основания редуктора предусматриваем отверстие для слива отработанного масла, закрываемое пробкой с конической резьбой К1/2.
2.14. Вычерчивание редуктора и основных его деталей
Разработку сборочного чертежа редуктора производим в соответствии с ГОСТ 2.109-73.Сборочный чертеж выполним на листе формата А1(594 х 841)в масштабе 1:1 с основной надписью и техническими условиями. Изображаем две проекции редуктора: главный вид (вид редуктора сбоку)и вид сверху, представляющий собой сечение главного вида по плоскости разъема крышки и основания корпуса. Cопровождаем их необходимым количеством разрезов и сечений. Наносим необходимые размеры. На полках линий-выносок проставляем номера позиций составных частей, входящих в редуктор. Также приводим таблицу характеристики зацепления зубчатой цилиндрической передачи, технические требования и техническую характеристику.
Далее на основании данных сборочного чертежа редуктора, составим для него спецификацию и разработаем рабочие чертежи. На рабочих чертежах изображаем необходимое количество видов детали, сечений и разрезов, обозначаем базовые поверхности, наносим размеры, поля допусков, предельные отклонения размеров, допуски формы и расположения, параметры шероховатости поверхностей, технические требования.
2.15. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса и крышки тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, на чиная с узлов валов. На ведущий вал устанавливают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80–100°С,в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала,затем надевают распорную втулку,мазеудерживающие кольца и предварительно нагретые в масле шарикоподшип ники.
Собранные валы укладывают в основание корпуса и надевают крышку, предварительно покрыв поверхности стыка крышки и корпуса лаком. Для центровки крышку устанавливают на два конических штифта и затягивают болты крепления крышки к корпусу. В подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку и ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулирования теплового зазора. Перед ус тановкой сквозных крышек в их расточки запрессовывают рези новые монтажные уплотнения, проворачивают валы, чтобы убе диться, что подшипники не заклинило, и закрепляют крышки винтами, вворачивают пробку маслосливного отверстия и жезловый мастоуказатель, через смотровой люк заливают масло до тре буемого уровня, затем люк закрывают, установив картонную про кладку, заворачивают винты, крепящие крышку.
Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе, установленной техническими условиями.
Заключение
Курсовая работа была выполнена на основании курсов: теоретическая механика, теория машин и механизмов, сопротивление материалов, детали машин и основы конструирования.
Задачей курсовой работы по механике являлось овладение материалами структур ного, кинематического, динамического исследования механизмов, а также основами расчета и проектирования деталей машин, овладение навыками конструирования и правилами оформления технической документации.
. Все методы расчетов и проектирования были рассмотрены на примерах конкретного механизма компрессора холодильной машины ФВ-6.
Был исследован рычажный механизм компрессора холодильной машины ФВ-6 и спроектирован привод к нему.
Весь расчетный материал представлен в виде алгоритмов в форме, удобной для составления программ расчета на ЭВМ.
Список использованных источников
|
1. Анурьев В. Н. Справочник конструктора-машиностроителя : в 3т. / В.Н. Анурьев. – М.: Машиностроение, 2001. – Т. 1. – 920 с., Т.2. – 912 с.; Т.3. – 864 с. |
|
2. Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – М.: Высш. шк., 1990. – 339 с. |
|
3. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин [и др.]. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с. 4. Пучинян Г. С. Исследование кинематики и динамики механизмов / Г. С. Пучинян, Л.Т. Дворников; Фрунз. политех. ин-т. – Фрунзе, 1988. – 106с. 5. Решетов Д.Н. Расчет деталей машин на ЭВМ / Д.Н. Решетов. – М.: Высш. шк., 1985. – 368 с. |
|
6. СТП МордГУ 006 –2004. Общие требования и правила оформления курсовых и дипломных работ и пояснительных записок к курсовым и дипломным проектам. |
|
7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / А.Е. Шейнблит М.: Высш. шк., 1991. 432 с. |
|
8. Наумкин Н.И., Купряшкин В.Ф. Курсовое проектирование по механике. Саранск: Изд-во Мордов. ун-та, 2006. 156 с. |
%
%
100
4350
350
%
100
=3,4
×
-4200
=
×
-
=
D
y
p
y
y
F
F
F