Перевірка радіальних шарикопідшипників

В залежності від d_n1 [З,табл. К27,стор.410] підбираємо радіальний шарикопідшипник і виписуємо всі його параметри (D,d, В, С, С_оr).

1) Визначаємо відношення F_a /С_оr. В залежності від відношення

F_a /С_оr визначаємо коефіцієнт e методом інтерполяції

[3,табл. 9.2,стор.131].

2)Якщо ,то:5

X - коефіцієнт радіального навантаження, Х=1 ;

У- коефіцієнт осьового навантаження, У=0.

Якщо , то:

X- коефіцієнт радіального навантаження, Х₁=0,56;

У- коефіцієнт осьового навантаження [3,табл. 9.2,стор.131]

3) Еквівалентне навантаження

(2.56)

де Кб - коефіцієнт безпеки. Для редукторів Кб =1,3...1,5

K_t - температурний коефіцієнт при температурі не більше 100 °С

K_t=1

Для валів циліндричних прямозубих

Fа =0; тоді

R_EA=x V R_А K_б K_t (2.57)

де х - коефіцієнт радіального навантаження (х= 1)

4) Визначаємо базову довговічність

L_10h= ³ (2.58)

де - кутова швидкість відповідного валу;

- більше еквівалентне навантаження.

Потім перевіряємо умови

L_10h L_h (2.59)

Перевірка радіально-упорних шарикопідшипників

При встановленні радіально-упорних шарикопідшипників точки прикладення радіальних реакцій зміщуються. В даному варіанті підшипники встановлюються вроспір і зміщення складає «а» мм. Згідно з таблицею 5 знаходимо

a = 0,5( B + (2.60)

1) Визначимо фактичну відстань

l_ф=l₁+ (2.61)

де l₁ - відстань від середини зубчастого колеса або черв'яка до початку розташування підшипника.

2) Необхідно перерахувати радіальні реакції і сумарні реакції

R_AY = (2.62)

R_BY = (2.63)

R_A= (2.64)

R_A=

3) Визначаємо відношення F_A/C₀ і знаходимо коефіцієнт е [З,табл. 9.3,стор.133].

Визначаємо коефіцієнт е методом інтерполяції (приклад розрахунку у додатку У).

Визначаємо коефіцієнт у методом інтерполяції(приклад розрахунку у додатку У).

Схема навантаження підшипників (див. рис.9).

Рисунок 9 — Схема навантаження підшипників

4) Осьові складові радіальних навантажень

S_A= eR_A (2.65)

S_B= eR_B

5) Осьві навантаження підшипників (див.табл.6).

6) Уточнюємо коефіцієнт впливу осьового навантаження е.

Для цього визначаємо відношення F_a /C_or , де F_a—осьове навантаження (див.підрозділ 1.5)

Визначаємо коефіцієнт е по .

7) Визначаємо відношення F_aA/ VR_A та F_aB/ VR_B

Якщо F_aA(B)/ VR_A(B) e , то еквівалентне навантаження

R_EA(B) =(xVR_A(B)+yF_aA(B))Kб Kt (2.66),

де х - коефіцієнт радіального навантаження, х = 0,46;

Знаходимо коефіцієнт осьового навантаження у по [3, табл.9.3, стор.133];

Кб - коефіцієнт безпеки. Для редукторів Кб = 1,3... 1,5;

Кt - температурний коефіцієнт. При температурі не більше 100° С Кt = 1.

Якщо F_aA(B)/ VR_A(B) e,то еквівалентне навантаження

R_EA(B) =(VR_A(B))Kб Kt (2.67)

8) Визначаємо базову довговічність

L_10h= ³ (2.68)

де - кутова швидкість відповідного валу;

- більше еквівалентне навантаження.

Потім перевіряємо умови

L_10h L_h (2-69)

Перевірка конічних роликопідшипників

При встановленні підшипників точки прикладення радіальних реакцій зміщуються. В даному варіанті підшипники встановлюються вроспір і зміщення складає «а» мм, згідно з таблицею 5

a = 0,5( T +

1) Визначаємо фактичну відстань

l_ф1=l₁-( )

l_ф2=l₂+( )

де l₁ - відстань від середини зубчастого конічного колеса до початку

розташування підшипника;

l₂ - відстань від середини зубчастого колеса або черв'яка до початку

розташування підшипника ( для черв'ячної та циліндричної передачі).

2) Необхідно перерахувати радіальні реакції і сумарні реакції ( за формулами п.1), стор. 46-48, зміняв l₁ на l_ф1, l₂ на l_ф2 ).

3) Схема навантаження підшипників (див. рис. 12):

Рисунок 12 - Схема навантаження підшипників

4) Осьові складові радіальних навантажень

5) Осьові навантаження підшипників (див. табл. 6).

S_A=0,83eR_A

S_B=0,83eR_B

5) Осьові навантаження підшипників (див. табл. 6).

6) Визначаємо відношення F_aA/ VR_A та F_aB/ VR_{B .}

Якщо F_aA(B)/ VR_A(B) e, то еквівалентне навантаження

(2.70)

де х — коефіцієнт радіального навантаження, х = 0,46;

Знаходимо коефіцієнт осьового навантаження у [3, табл.9.3, стор. 133];

Кб - коефіцієнт безпеки. Для редукторів Кб = 1,3...1,5;

Кt - температурний коефіцієнт. При температурі не більше 100° С Кt=1.

Якщo F_aA(B)/ VR_A(B) e, то еквівалентне навантаження

R_EA(B) =(VR_A(B))Kб Kt (2.71)

7) Визначаємо базову довговічність

L_10h= ^3,3 (2.72)

де - кутова швидкість відповідного валу;

більше еквівалентне навантаження.

Потім перевіряємо умови

L_10h L_h (2.73)

2.5 Поліпшений розрахунок ведучого валу

Мета розрахунку - визначити коефіцієнти запасу міцності в небезпечних станах валу і порівняти їх з допустимими.

1.5.1 Поліпшений розрахунок ведучого валу для редукторів з косозубою циліндричною зубчастою та черв'ячною передачею

Перевіряємо стан вихідного кінця ведучого валу. Приймаємо, що змінюється за симетричним циклом, а — за нульовим. Будуємо епюри вигинаючи моментів у горизонтальній та вертикальної площинах, що вигинають (див. рис. 12).

Рисунок 12 - Епюри моментів

Горизонтальна площина:

І ділянка

M_изг = R_AX 0 Z l₁

Вертикальна площина:

З попередніх розрахунків маємо:

R_AY; R_BY

І ділянка

M_изг = -R_AY 0 Z l₁

II ділянка

;

Сумарний найбільший вигинаючий момент в найбільш навантаженому перетині:

(2.74)

Матеріал валу такий як і для шестерні (шестерня виконана відповідно до валу).

За [1, табл. 3.2, стор.50], залежно від марки сталі, термічної обробки, знаходимо .

Межа витривалості при симетричному циклі навантаження .

Межа витривалості при симетричному циклі дотичної напруження:

Так як нормальні напруження змінюються за симетричним циклом напруження, то амплітуда ста дорівнює розрахунковому напруженню при вигині

(2.76)

де Мвиг - сумарний вигинаючий момент;

Wнeттo - осьовий момент опору перетину валу, за [3, табл. 11.1,стор.256].

Дотичні напруження змінюються за отнулевим циклом, при якому амплітуда циклу дорівнює 0,5 розрахункових напружень при крученні

, (2.77)

де Т₁ - момент обертання на ведучому валу;

Wрнетто - полярний момент опору валу, за [3, табл. 11.1,стор.256] .

Визначаємо коефіцієнт концентрації дотичних напружень

(2.78)

де - ефективний коефіцієнт концентрацій напруги [3, табл. 11.2,стор.257]; - коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перетину

[З, табл. 11.3,стор.258];

- коефіцієнт впливу шорсткості [3, табл. 11.4,стор.258] ;

- коефіцієнт зміцнення [3, табл. 11.5,стор.258] .

Межі витривалості в розрахунковому перетині валу

(2.79)

Коефіцієнт запасу міцності із дотичним напруженням

(2.80)

Коефіцієнт концентрації напруження

(2.81)

де - ефективний коефіцієнт концентрацій напруги [3, табл. 11.2,стор.257]; - коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перетину

[З, табл. 11.3,стор.258];

-коефіцієнт впливу шорсткості [3, табл. 11.4,стор.258];

- коефіцієнт зміцнення [3, табл. 11.5,стор.258].

Межі витривалості в розрахунковому перетині валу

(2.82)

Коефіцієнт запасу міцності із нормальним напруженням

(2.83)

Спільний коефіцієнт запасу міцності у місцях перетину

(2.84)

де - допустимий коефіцієнт запасу міцності

2.5.2 Поліпшений розрахунок ведучого валу для редукторів з конічною зубчастою передачею

Перевірочний розрахунок валів на сумісну дію згину та крутіння. Мета розрахунку - визначити коефіцієнт запасу міцності в небезпечних перерізах й порівняти їх з допустимими .

При високій достовірності розрахунку [S]=1,6.

Для визначення максимального вигинаючого моменту спорудимо епюри моментів у горизонтальній та вертикальної площинах.

Вертикальна площина

розраховані раніше

r w:top="1134" w:right="850" w:bottom="1134" w:left="1701" w:header="720" w:footer="720" w:gutter="0"/><w:cols w:space="720"/></w:sectPr></wx:sect></w:body></w:wordDocument>">

Горизонтальна площина

;

- Сумарний згинаючий момент у найбільш навантаженому перерізі

Для визначення максимального вигинаючого моменту будуємо епюру вигинаючих моментів у вертикальній та горизонтальній площинах

(див.рис.14)

Рисунок 14- Епюри моментів

Визначимо напругу в небезпечних перерізах валу (далі див. п.2.5.1),

2.6 Вибір посадок основних деталей

1) Вибір посадок підшипників

Спочатку оберемо поле допуску валу для встановлення внутрішнього кільця підшипника. Внутрішнє кільце підшипника обертається разом з валом відносно діючого радіального навантаження, отже має циркуляційне навантаження, а зовнішнє кільце підшипника нерухоме відносно радіального навантаження і піддається місцевому навантаженню.

Будуємо графік полів допусків.

2) Вибір посадок шпоночних з'єднаннь

Шпоночне з'єднання важке у виготовленні. При передачі обертаючого моменту воно характеризується значними місцевими деформаціями валу і

маточини колеса в районі шпон очного паза, шо призводить зо нерівномірного розподілення тиску по поверхні контакту посадочних поверхонь валу і маточини, а також на робочих гранях шпонки і шпоночних пазів, що, в свою чергу, знижує втомну міцність валу.

При передачі обертаючого моменту шпоночним з'єднанням застосування посадок колеса на вал з зазором недопустимо. Якщо у з'єднанні є зазор, то при обертанні валу відбувається обкачування з ковзанням поверхонь вала і отвору колеса, що призводить до їх зносу. Тому на посадочних поверхнях валу і отвору колеса при передачі моменту шпонкою треба створювати натяг, який гаранте нерозкриття стику.

При передачі моменту шпоночним з'єднанням для циліндричних

косозуоих та черв ячних коліс рекомендуються посадки:

Будуємо графік полів допусків посадок внутрішнього кільця підшипника — валу та зовнішнього кільця підшипника - корпусу на ведучому валу.

2.7 Вибір змазки зубчастого зачеплення

Змащування зубчастих зачеплень і підшипників застосовують для захисту від корозії, зниження коефіцієнту тертя, зменшення зносу, відводу тепла і продуктів зносу від поверхонь, які труться, зниження шуму і вібрацій.

Для редукторів загального призначення застосовують безперервне змащення рідким маслом картерним непроточним способом (окунанням). Цей спосіб застосовують для зубчастих передач при окружних швидкостях від 0,3 до 12,5 м/с. Вибір змазки проводить за [З, стор. 240].

СПИСОК ДЖЕРЕЛ ІНФОРМАЦІЇ

1.Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. -М.: Машиностроение, 1987.-414с.

2.Ицкович Г.М., Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин.- М.: Машиностроение, 1970.-560с.

3.Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин .-М.: Высшая

школа, 1991.-432с.

4.Рудницкий В.И., Загребельный В.И. и др. Методическая разработка по

изучению темы «Расчет зубчатых и червячных передач на

прочность».- К.: РНМК по ССО, 1983.-60с.

5.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.-М.: Высшая школа, 1984.-360с.

6.Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин.-М.: Высшая школа, 1984,-253с.

7.Чернилевский Д.В., Панич Б.Б. Курсовое проектирование

одноступенчатих редукторов.- М.: Высшая школа, 1975. -158 с.

8.Иванов М.Н. Детали машин. -М.: Высшая школа, 1984.- 336с.

9.Колосов В.М. Теоретична механіка. Стислий курс.-К.: Україна,2006. -288 с.

10.Мархель І.І. Деталі машин. Навчальний посібник.-К.: Алерта,2005.-367с.

11.Павлище В.Т., Данило Я.Я. Різьби, різьбові з'єднання та кріпильні деталі. Довідник. — Львів, Львівська політехніка,2001.-238 с.

Додаток А

Механічні характеристики для матеріалів черв’ячних коліс

Уск м/с	Матеріал черв'ячного вінця	Спосіб відливки	МПа	МПа	lim МПа	lim МПа
	БрОНФ 10-1-1	центро-біжна(ц)
	БрСу Н7-2	в землю(з)
БрОФ 10-1	в землю(з)
в кокиль(к)
	БрОЦС 6-6-3	в землю(з)
в кокиль(к)
	БрАЖ 9-4	в землю(з)			-
в кокиль(к) центро-біжна(ц)			-
БрАЖМ 10-4-4	в кокиль(к) центро-біжна(ц)			-
БрАЖмц 10-3-1,5	в кокиль(к)			-
ЛАЖНц 66-6-3-2	в землю(з)			-	-
в кокиль(к)			-
центро-біжна(ц)			-

Додаток Б

Визначення lim в залежності від способу

термічної або хіміко-термічної обробки

Способи термічної або хіміко-термічної обробки	Середня твердість поверхні зубців	Сталі	Формули для розрахунку lim МПа
1 .Отжиг, нормалізація, поліпшення	< 350 HB	Сталі вуглеводисті та легіровані	lim=2НВ+70
2.Об'ємна закалка	38...50 HRCe	lim= 18HHRCe+150
3.Поверхнева закалка	40...50HRCe	lim= 17HHRCe+200
4.Цементація і нітроцементація	> 56 HRCe	Сталі легіровані	lim=23HHRCe
5. Азотування	550...750 HV	lim= 1050

ДОДАТОК В

Межа контактної витривалості зубців для безолов'яних бронз

Тип черв'яка	Vск, м/с	lim,МПа
Евольвентний	5	lim =
Евольвентний	5	lim =
Інші типи	-	lim= 250-15,6

ДОДАТОК Г

Коефіцієнт безпеки

Твердість витків черв'яка	SH	SF (при ймовірності неруйнування 0,99 )
< 45 HRCe	1,4	1,9
45 HRCe	1,12	1,55

ДОДАТОК Д

Визначення параметрів lim і S_F для зубчастих коліс в залежності від способу термічної або хіміко-термічної обробки

Термообробка та твердість	Сталі	lim, МПа	SF (при ймовірності неруйнування 0,99 )
Цементація 57...63 HRCe	20ХН, 20ХНМ, 20Х2НМ, 12ХНЗА, 15ХГНТА, 18Х2Н4МА, 18Х2Н4ВА
18ХГТ, ЗОХГТ, 20ХГР,20Х,15ХФ
Нітроцементація 57...63 HRCe	20ХГМ та подібні		1,55
35Х, 25ГХ, ЗОХГТ		1,55
Азотування 700...950 НV	35ХЮА, 35ХМЮА, 38ХГМЮА	300+1,2	1,75
Азотування 550...750 НV	40ХФА, 40Х2НМА	300+1,2	1,75
Закалка тільки робочої поверхні СВЧ. Викружка має 200...300 HВ	Всі сталі		1,75
Закалка всієї поверхні зуба СВЧ 48...58 HRCe	40ХН, 40ХН2М та подібні		1,75
40Х, 35ХМ та подібні		1,75
Об'ємна закалка 45...55HRCe	50ХН, 40ХН, 40ХН2М
40Х, 40ХФА
Нормалізація, поліпшення 180... 350 НВ	40,45,40Х.40ХН, 40ХФА, 40ХН2МА, 18ХГН4ВА, 35ХГС	1,8	1,75

Примітка: Ділене - при застосуванні засобів проти зневуглеводжевання

робочих поверхонь, дільник — без примітки.

ДОДАТОК E

Коефіцієнти, які враховують вплив двохстороннього

прикладення навантаження

ДОДАТОК Ж

Число заходів черв'яка в залежності від передатного числа редуктора

Передатне число редуктора U	ЗО...80	15...40	6...20
Число заходів черв'яка Z1
ККД редуктора p	0,7	0,85	0,9
Максимальний кут обхвату черв'яка вінцем max, рад	arccos(1- )	arccos(1- )	arccos(1- )

ДОДАТОК З

Коефіцієнт діаметру черв'яка q

ДОДАТОК И

Значення коефіцієнтів Ψ_bd, b_H,b_F в залежності від твердості

Розташування коліс відносно опор	Н1 або Н2 350НВ	Н1 або Н2 350НВ
Ψbd	bH	bF	Ψbd	bH	bF
Симетричне (01,02,04)	0,9...1,2	0,05	0,11	0,7...1,0	0,1	0,2
Несиметричне	0,8...1,0	0,12	0,26	0,6...0,8	0,3	0,4
Консольне, вали на шарикових підшипниках	0,5...0,7	0,5	1,03	0,4...0,5	1,12	1,75
Консольне, вали на роликових підшипниках	0,5...0,7	0,32	0,69	0,4...0,5	0,63	1,17

ДОДАТОК К

Ступінь точності п черв'ячних передач

ДОДАТОК Л

Модулі зубчастих передач т. Вибірка з ГОСТ 9563-81

ДОДАТОК М

Основні параметри циліндричних передач, виповнених без зміщення

(по ГОСТ 2144-76)

ДОДАТОК Н

Приведені коефіцієнти тертя f’

Матеріал вінця	Бронза в< 350 МПа	Бронза в 350 МПа
Твердості витків черв'яка	Н1 45 HRCe	Н1 45 HRCe	Н1 45 HRCe
Vск, м/с	f’	f’	f’
0,25	0,066	0,075	0,1
0,5	0,055	0,065	0,09
	0,045	0,055	0,07
1,5	0,04	0,05	0,065
	0,035	0,045	0,055
2,5	0,03	0,04	0,05
	0,028	0,036	0,045
	0,024	0,031	0,04
	0,022	0,029	0,035
	0,018	0,026	0,03
	0,016	0,024	-
	0,014	0,02	-
	0,013

ДОДАТОК О

Коефіцієнти, які враховують вплив різності кроків зачеплення

ДОДАТОК П

Ступінь точності зубчастих передач

ДОДАТОК Р

Значення коефіцієнту Y_F (коефіцієнт X=0)

ДОДАТОК С

Коефіціенти, які враховують вплив виду зубчастих передач

Типи зубців
Прямі	0,006	0,014	0,016
косі	0,002	0,004	0,006

ДОДАТОК Т

Взаємозв’зок значень твердості по Роквелу (HRCe) і по Брінелю (HB)

ДОДАТОК У

Приклад розрахунку згідно з методом інтерполяції

1) Визначення коефіцієнта е

Fa/Co=0,072

По табл..9.2

Ціна ділення

Знаходимо невідоме значення е – «Х»

«Х»=0,26+0,714(0,072-0,056)=0,27

е=0,271

2) Визначення коефіцієнта У

Fa/Co=0,072

За [ 3, табл.9.2] знаходимо необхідні данні для розрахунку.

Ціна ділення

Знаходимо невідоме значення У

У=1,71-5,7(0,072-0,056)=1,62

У=1,62

ДОДАТОК Ф

ВИМОГИ ДО КОМПЛЕКТУВАННЯ ДОКУМЕНТІВ

Докуіменти КП (відомість, завдання, звіт) повинні бути зброшуровані і мати титульний аркуш.

В обкладинку документи підшивають у такій послідовності:

- титульний аркуш КП;

- відомість документів (ВД);

- завдання;

- звіт про виконання курсового проекту.

Звіт має включати послідовно такі структурні елементи:

- титульний аркуш;

- реферат;

- зміст;

- вступ;

- розрахунок передачі;

- висновок;

- список джерел інформації;

- додатки (за наявності).

ДОДАТОК Х

Електродвигуни серіі 4А (ГОСТ 19523-81)

ДОДАТОК Ц

Нормальні лінійні розміри (витяг з ГОСТ 6636-63)

ДОДАТОК Ш

Форма титульного листа

Міністерство освіти і науки, молоді та спорту України

Харківський комп¢ютерно-технологічний коледж

Національного технічного університету

"Харківський політехнічний інститут"

Циклова комісія загально технічних дисциплін та гідравліки

“ Затверджено”

Заст. директора з навчальної роботи

____________________І.І.Дідух

Дата добавления: 2015-07-26; просмотров: 251; Нарушение авторских прав

Мы поможем в написании ваших работ!