В помощь студентам БНТУ - курсовые, рефераты, лабораторные !


Детали приборов - Курсовой 6

Детали приборов - Курсовой


Введение.

Курс «Детали машин» является общетехнической дисциплиной , которую изучают все студенты механических специальностей высших учебных заведений. Полное изучение данной дисциплины позволяет приблизить студента к инженерному делу и изучить навыки конструирования отдельных приборов и механизмов в целом.

1.Описание работы привода.

Привод стола – механизм, состоящий из двигателя, редуктора, направляющих, опорной плиты, установочной плиты, выполненной в виде отдельного органа.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненной в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Привод стола состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи- зубчатое колесо, валы, подшипники, и другие элементы, а также двигателя присоединенного к ведущему валу посредством втулочной муфты.

Редуктор проектируют для привода определенной машины по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания.

Корпус выполняют точением и фрезерованием на станках. Валы монтируются на подшипниках качения. Выбор одноступенчатого вертикального редуктора с цилиндрическими колесами обусловлен общей компоновкой привода стола.

Спроектированный в курсовом проекте приборный стол соответствует условиям технического назначения задания.

Данный редуктор применяется в приводах машин, которые работают в постоянном режиме: нормальном.

Конструкция стола отвечает всем требования техническим и сборочным.

 

2. Обоснование конструкции привода и конструктивного исполнения составных частей.

При серийном производстве экономически выгодно корпусные детали выполнить литьем, что мы и учли в нашем курсовом проекте. Применяем литую конструкцию из листовой стали Cr2 ГОСТ 380-71. Оси валов расположены в одной плоскости.

Валы редуктора воспринимают небольшие радиальную и окружную силы, поэтому они опираются на пары шариковых радиальных подшипников. Чтобы компенсировать удлинение вала при нагреве, предусмотрен зазор между глухой крышкой подшипника и наружным кольцом подшипника, а для устранения случайного смещения подшипника, осевое крепление на валу осуществляется только соответствующей посадкой (т.е. посадкой с натягом) без применения дополнительных устройств.

Для свободного вращения колес предусмотрены подшипники качения.

Смазывание зубчатого зацепления производится опусканием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масленой ванны определяем из расчета 0,25 дм3 на 1кВт передаваемой мощности:

V=0,25*40*0,001=10*10-3 дм3 . При контактных напряжениях GH = 32,5 МПа и скорости V=0,35 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно 2,8*10-6 м2/с. Применяем масло индустриальное U- 30А по ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываем солидолом УС-5.

При транспортировке необходимо соблюдать правила техники безопасности.


3. Сборка привода стола.

 

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом стола, начиная с узлов подшипников: подшипники монтируются в корпус, затем происходит одновременное установление валов, или ведущего так и ведомого, а также зубчатой передачи, при этом в ведущий вал закладывают шпонку 6, а в ведомый - и напрессовывают шестерню и колесо соответственно.

При этом необходимо соблюдать последовательность надевания втулок, маслоотражательных и сальниковых колец. Все это производиться, уже в самом корпусе. Затем производят установление крышек, проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивание подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами. Далее производят присоединение электродвигателя к ведущему валу посредством втулочной муфты. Данную операцию лучше производить позже. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой люка с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку винтами.

При соединении ведомого вала необходимо произвести надевание гайки, салазки. Затем производится непосредственное установление направляющих и присоединение стола к салазки с помощью болтов. Присоединение сепаратора к столу производиться с помощью винтов, освобождая одно отверстие от шарика.

Собранный стол обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.


4.Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции.

Из существующих электродвигателей выбираем двигатель асинхронный трехфазный серии 4ААМ: 50В4 с мощность Р=40 Вт, n=1335 об/мин, ω1=139,74 рад/с.

Произведем расчет вращающих моментов:

на валу шестерни Т1=

на валу колеса Т2=

4.1 Проверочный расчет зубчатой передачи.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками, но при этом учитываем, что механические характеристики должны быть выше характеристик колеса. Изготавливаем шестерни и колеса из стали одной и той же марки, но с разной термообработкой: изготавливаем шестерню из стали 40Х улучшенной, а колеса – из стали 40Х нормализованной, при этом получаем соответственно твердость НВ 240(шестерни); НВ210(колесо).

При проектировочном расчете, допускаемое контактное напряжение определяем по формуле:

где =2НВ+70;

KHL=1;SH=1.1

Для шестерни GHlimb=2×240+70=550 МПа

Для колеса GHlimb=2×210+70=490 МПа

Контактное напряжение для шестерни:

[GH1]=(550×1)/1.1=500 МПа

Контактное напряжение для колеса:

[GH2]=(490×1)/1.1=483 МПа.

SH – коэффициент безопасности

SH1 = SH2 = 1.1

 

KHL – коэффициент долговечности

В нашем случае допускаемое контактное напряжение принимаем равным [GH]= [GH2]=483 МПа.

Необходимые размеры шестерни и колеса: m = 1 мм; делительные диаметры:

d1 = mn × z1 / cosββ = 1 ×19/1 = 19 (мм)

d2 = mn × z2 / cosββ = 62 (мм);

ширина шестерни b1 = b2+5мм =7,4 мм;

ширина колеса b2 =2,4 мм; aw = 40 мм; i=3,15; ψψbd = 0,4.

Проверка контактных напряжений:

GH = 310/ aw = ≤_ [GH] МПа

GH=57,7 МПа

Так как 57,7<483, контактная прочность зуба передачи обеспечена.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

GF = Ft×КF×YF/(b×mn)[ GF ]

КF ==1,4- коэффициент нагрузки

=1,07- коэффициент концентрации нагрузки

=1,1- коэффициент динамичности

YF1=3,9, z1=24 - коэффициент учитывающий

YF2=3,61, z1=76 форму зуба

 

Допускаемое напряжение по форме:

[GF]=Gм/span>Flim/[SF]

Gм/span>Flim=1.8 НВ- предел выносливости

 

Шестерня: Gм/span>Flim=1.8×240=432 МПа

Колесо: Gм/span>Flim=1.8×240=378 МПа

 

[SF]= [SF]' ×[SF]''=1.75-коэффициент безопасности

 

Шестерня: [GF1]1=432/1.75=247 МПа

Колесо: [GF2]2=378/1.75=216 МПа

 

Находим отношение [GF]/ YF:

 

Шестерня: 247/3.90=63.3 МПа

Колесо: 216/3.61=56.8 МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

GF2 = Ft×КF×YF2/(b2×mn)==206,3МПа<216 МПа

Условие прочности выполнено.

4.2 Проверочный расчет ведущего вала.

Рассчитываем ведущий вал цилиндрического прямозубого редуктора и проверяем его усталостную прочность. Необходимые данные:

Р=40 Вт, угловая скорость ω1=139,74 рад/с(n1=1335 мин-1). Материал вала-нормализованная сталь 45(σB =610 МПа, σB =360 МПа ); размеры шестерни d1 =19,2мм, lст=19,2мм, угол наклона зубьев β=0°.

  1. Вал передает момент Т1=
  2. В зацеплении со стороны колеса на шестерню действуют силы:

окружная сила Н

радиальная сила , где α- угол зацепления.

  1. Опорные реакции в вертикальной плоскости:

ΣМА=0

, следовательно

ΣМВ=0

, следовательно

Проверка ΣY. Строим эпюру изгибающих моментов.

4.Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

ΣМА=0

, следовательно .

ΣМВ=0

, следовательно .

5.Изгибающие моменты

в вертикальной плоскости

в горизонтальной плоскости

.

6. Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней:

7. Определяем предельные выносливости стали 45:

при изгибе σ-1≈0,43*σв =260 МПа

при кручении τ-1≈0,58* σ-1=150 МПа

8. Нормальное напряжение в сечении под шестерней для симметричного цикла

σа= σн =

момент сопротивления

, где b=6-ширина канавки, t=3,5-глубина канавки.

Примем dк=10мм, а d=17мм.

9. Касательное напряжение

τа =

10.Эффективные коэффициенты напряжения для сечения со шпоночной канавкой для стали 45 с пределом прочности 700 МПа:

Кσ=1,75, Кτ=1,5.

11. Масштабные факторы при d=17 мм:

ξσ=0,92, ξτ=0,83.

Для среднеуглеродистых сталей ψσ =0,2, ψτ =0,1.

12. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

13. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Sτ =

14. Общий коэффициент запаса прочности

4.3 Проверочный расчет ведомого вала.

Рассчитываем ведомый вал прямозубого, цилиндрического редуктора. Проверяем его усталостную прочность. Материал вала – нормализованная сталь 45( σв = 610 МПа, σт =360 МПа); размер колеса d2=61,8мм, Lст=30,6 мм, угол наклона зубьев β=0°.

1.Вал передает момент Т2=

  1. В зацеплении со стороны колеса на шестерню действуют силы:

окружная сила Н

радиальная сила , где α- угол зацепления.

  1. Опорные реакции в вертикальной плоскости:

ΣМА=0

, следовательно

ΣМВ=0

, следовательно

Проверка ΣY. Строим эпюру изгибающих моментов.

4.Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

ΣМА=0

, следовательно .

ΣМВ=0

, следовательно .

5.Изгибающие моменты

в вертикальной плоскости

в горизонтальной плоскости

.

6. Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней:

7. Определяем предельные выносливости стали 45:

при изгибе σ-1≈0,43*σв =260 МПа

при кручении τ-1≈0,58* σ-1=150 МПа

8. Нормальное напряжение в сечении под шестерней для симметричного цикла

σа= σн =

9. Касательное напряжение

τа =

10.Эффективные коэффициенты напряжения для сечения со шпоночной канавкой для стали 45 с пределом прочности 700 МПа:

Кσ=1,75, Кτ=1,5.

11. Масштабные факторы при d=17 мм:

ξσ=0,92, ξτ=0,83.

Для среднеуглеродистых сталей ψσ =0,2, ψτ =0,1.

12. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

13. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Sτ =

14. Общий коэффициент запаса прочности

4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность.

Намечаем по ГОСТ 8338-75 радиальные шариковые подшипники со следующими параметрами: d=17 мм, D=62 мм, В=14мм, с=22900Н, с0=11800Н,nпр=12*10-3.

Ведущий вал

 

 

3.3 Определение межосевого расстояния

 

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

a w =

Ka = 49.5

ψψba =0.25

KHββ = 1.03

 

ψψba – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

KHββ – коэффициент рапределения нагрузки по ширине зубчатого венца

 

a w = = =19.22 (мм)

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw = 40 (мм).

 

3.4 Определение модуля зацепления

 

m = (0.01…0.02) ×aw

m = 0.02×40 = 0.8 (мм), принимаем модуль зацепления ≈≈ 1.

 

3.5 Определение числа зубьев шестерни "z1" и колеса "z2"

 

zi = 2×a w ×cosββ/(u+1)mn

 

ββ – угол наклона зубьев

ββ=0°

Число зубьев шестерни

z1 = 2×40×cos0/((3,15+1)1)= 19,2≈≈ 19 (мм)

 

Число зубьев колеса

z2 = u×z1= 19,2×3,15= 60,72≈≈ 62 (мм)

cosβ=1,так как β=0.

 

3.6 Основные размеры шестерни и колеса.

 

Проверка aw =(d1+d2)/2=(19+62)/2=40 (мм)

 

Диаметр вершин зубьев:

d a1=d1+2mn=19+2×1=21 (мм)

da2=d2+2mn=62+2=64 (мм).

 

Ширина колеса b2 = ψψba × aw = 0.25×40=10,2 (мм)

ширина шестерни b1 = b2+5мм = 15,2 мм

 

Уточнение величины коэффициента ширины шестерни по диаметру:

ψψbd = b1 / d1

ψψbd = 15,2 / 19 = 0,8.

 

Определение окружной скорости:

V = (ω1×d1) /2=(139,73 × 19) / 2 = 1,33 м/с

Коэффициент нагрузки

КH=КHβ×Кнα×Кhυ

КH=1.09×1.03×1.05=1.1788

KHββ = 1.03

Кнα=1.09

Кhυ=1.05

 

Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым

GH = 270/ aw = ≤_ [GH]МПа

GH=89.37 МПа

 

Силы, действующие в зацеплении:

окружная Ft=2×Т1/d1=2×216,6/19=22,8 Н

радиальная Fr= Ft×tgα/cosβ=(22,8×0,3249)/1=7,4 Н

осевая Fa=0 , так как β=0.

3.7 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе.

 

GF = Ft×КF×YF/(b×mn)

КF=КFβ×КFυ

КFβ=1.08

КFυ=1.25

КF=1.35

YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа zυ.

 

Шестерня: zυ1=z1/cos3β=19

Колесо: zυ2= z2/cos3β=62

По ГОСТ 21354-75:

YF1=4.09, YF2=3.62 .

 

Допускаемое напряжение:

[GF]=Gм/span>Flim/[SF]

Gм/span>Flim=1.8 НВ

 

Шестерня: Gм/span>Flim=1.8×230=414 МПа

Колесо: Gм/span>Flim=1.8×200=360 МПа

 

[GF]= [GF]' ×[GF]''=1.75

[GF]'=1.75

[GF]'′=1.0

 

Шестерня: [GF1]1=414/1.75=236.5 МПа

Колесо: [GF2]2=360/1.75=206 МПа

 

Находим отношение [GF]/ YF:

 

Шестерня: 236.5/3.90=60.7 МПа

Колесо: 206/3.61=57 МПа

 

Дальнейшие расчёты ведём для зубьев колеса , так как для него отношение меньше.

Определяем коэффициент Yβ и КFα:

Yβ=1, КFα =1, GF2=Ft×КF×YF×Yβ×КFα/(b2×mn)

КFα=4+(εα-1)(n-5)/(u× εα)

КFα=1 т.к. ε <1

GF2=19.14×1.35×3.62×1×1/10=47.707 МПа

GF2<[GF2] прочность обеспечена.

4. Предварительный расчет валов.

 

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

 

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ к]=25 МПа по формуле:

d b1 =3√ 16 × Тк1 /( π×[τ к])

d b1= 3√16×216.6/(3.14×20)=22.29 (мм)

Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d дв=14 (мм) и d b1=14 (мм). Шестерню выполним за одно целое с валом.

Примем под подшипниками d п1=15 (мм).

Выбор подшипников качения.

Ведомый вал.

Учитывая влияние изгиба вала, принимаем [τ к]=20 МПа.

d b2 =3√ 16 × Тк /( π×[τ к])

d b= 3√16×346.56/(3.14×20)=28.19 (мм).

Диаметр вала подшипниками принимаем d п2=14 (мм).

 

 

  1. Выбор муфты.

 

В задание на курсовое проектирование деталей привода стола прибора предусматривается не проектирование муфт для соединения валов, а выбор из числа стандартных конструкций с учетом особенностей эксплуатации прибора и последующей проверкой элементов муфты на прочность.

Типоразмер муфты выбираем по диаметру вала и по величине расчётного вращающегося момента

Тр=κ×Тном≤[Т]

где κ - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации.

κ=1.15

Тр=1.15×216.6=249.09 (Н×мм)=0.249 (Н×м)

Т. к. соосность соединения валов в процессе монтажа и эксплуатации строго выдерживается, то допустимо устанавливать жёсткие муфты. Выбираем муфту втулочную по ГОСТ 24246-80

d=14 мм

D=28 мм

L=45 мм

винт М6×8,66

шпонка 5×5×16

[Т]=16 Н×м

Т. к. Тр ≤[Т] ⇒ данная муфта удовлетворяет требуемым характеристикам.

5. Выбор подшипников качения.

 

Основные размеры подшипников качения установлены ГОСТ 3478-79 для диаметров в пределах 0,6...2000 мм по арифметическим рядам через 1, 5 и 10 мм с отклонениями, приближающими эти ряды к рядам геометрическим.

Ведущий вал:

Выбираю подшипник шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75).

Обозначение 102

d=15 мм

D=32 мм

В=9 мм

С=5590 Н

n=33 об/мин.

Ведомый вал:

Выбираю подшипник шариковый однорядный радиально-упорный (ГОСТ 831-75).

Обозначение 800101

d=14 мм

D=28 мм

В=8 мм

С=5070 Н

n=24 об/мин.

 

6. Проверка долговечности подшипника.

 

Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем Ft=97.62 Н, Fr=35.53 Н, Fa=0.

 

Реакция опор:

в плоскости xz

RX1= RX2= Ft/2=97.62/2=48.81Н

 

в плоскости yz

RY1=1/2×l1 *(Fr× l1 +Fa× d1/2)

RY1=17.765Н.

 

RY2=1/2×l2 *(Fr× l2 -Fa× d1/2)

RY2=17.765 Н.

 

Проверка:

RY+ R2- Fr=0

17.765+17.765-35.53=0.

 

Суммарные реакции:

Pr1=√ RX12+ RY12

Pr1=√2382.4+315.59=51.94 Н

 

Pr2=√ RX22+ RY22

Pr1=51, 94 Н.

 

Эквивалентная нагрузка:

Pэ =X×V× Pr1× Кб×К т

V=1

X=0.45

Pэ = (1×0.45×51.94) =23.37H =0.0234 кН.

 

L=(C/ Pэ)*3

C=2500 H

L=13632 млн. об.

Lh=L×10××6/60×n=82.6×10××3 ч.

 

Что больше установленных ГОСТ 16162-85.

 

Ведомый вал.

 

Реакция опор:

в плоскости xz

RX1= RX2= Ft/2=97.62/2=48.81 Н

 

в плоскости yz

RY1=1/2×l1*(Fr× l1 +Fa× d2/2)

RY1=17.765 Н.

 

RY2=1/2×l2 *(Fr× l2 -Fa× d2/2)

RY2=17.765 Н.

 

Проверка:

RY+ R2- Fr=0

17.765+17.765-35.53=0.

 

Суммарные реакции:

Pr1=√ RX12+ RY12

Pr1=√2382.4+315.59=51.94 Н

 

Pr2=√ RX22+ RY22

Pr1=51,94 Н.

 

Эквивалентная нагрузка:

Pэ=X×V× Pr1× Кб×К т

V=1

X=0.45

Pэ=(1×0.45×51.94)=23.37 H =0.0234 кН.

 

L=(C/ Pэ)3

C=2500 H

L=13632 млн. об.

Lh=L×10××6/60×n=82.6 ×10××3 ч.

 

Так как ведомый вал является быстроходным, выбираем подшипник более быстроходный по ГОСТ 16162-85.

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса.

 

Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше:

шестерня колесо

b1=15 мм b2=10 мм

d1=21 мм d2=21 мм

da1=22.51 мм da2=22.51 мм.

Под подшипники d п2=12 мм

под зубчатое колесо d к2=16 мм.

 

Диаметр ступицы:

d ст=1,6× d к2=1.6×16=25.6 (мм).

 

Длина ступицы:

d ст=(1.2÷1.5)× d к2=19.2÷24 (мм)

примем lст=20 (мм).

 

Толщина обода:

δ0=(2.5×4) m n=2.5×4 (мм),

примем δ0=5 мм.

 

Толщина диска

С=0.3 b2=0.3×10=30 мм.

7. Проверка прочности шпоночных соединений.

 

Шпонки призматические со скругленными торцами.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - чугун марки СЧ20.

 

Ведущий вал.

Напряжение смятия и условие прочности:

Gсм = 2×T / d×( h-t)× (l – b) ≤ [Gсм]

Gсм = 2× 1025 / (14× (5-2.3)× (16-5) = 4.2 МПа≤ [Gсм]

[ Gсм]=50...70 МПа

Условие Gсм≤ [Gсм] выполнено.

 

Ведомый вал.

Напряжение смятия и условие прочности:

Gсм = 2×T / d×( h-t)× (l – b) ≤ [Gсм]

Gсм = 2× 2971/ (16× (5-3)× (18-5) = 14.2 МПа≤ [Gсм]

[ Gсм]=50...70 МПа

 

Условие Gсм≤ [Gсм] выполнено.

8. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

 

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ=0.025×aw=0.025×40+1=2 мм

принимаем δ=8 мм;

δ1=0.0.02×aw +1=1.8 мм

принимаем δ1=8 мм.

 

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1.5×δ=1.5×2=112 мм,

b1=1.5×δ1=1.5×8=12 мм

 

нижнего пояса корпуса

p=2.35×δ=2.35×8=19 мм.

 

Диаметр болтов:

фундаментных d1= (0.03÷0.036)× aw +12=13.2÷13.44 (мм) принимаем болты с резьбой М10;

крепящих крышку у подшипников к крышке закреплённой с корпусом d2=(0.5÷0.6)× d1=9.4÷10.1 (мм); принимаем болты с резьбой М4;

соединяющих крышку с корпусом d3=(0.5×0.6)× d1=6.72÷8,1; принимаем болты с резьбой М8.

9. Уточнённый расчёт валов.

 

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по пульсирующему.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при s≥[s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

 

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни ( шестерня выполнена заодно с валом) т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

При диаметре вала до 90 мм среднее значение GB =780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

G-1≈0.43×780=335 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

τ-1≈0.58× G-1=0.58×335=193 МПа.

 

Сечение А-А.

Это сечение при передаче вращающегося момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

 

Коэффициент запаса прочности

s= sτ=τ-1/((кτ/ετ)×τυ+ψτ×τm)

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

τυ=τm=τmax/2=T1/2×Wк нетто.

 

При d=14 мм; b=5 мм; t1=3 мм

Wк нетто=π×d3/16 - b×t1 (d- t1 )2/2×d=538.51-64.82=473.69 мм3.

τυ=τm=1025/473.69×2=1.08 МПа.

 

Принимаем кτ=1.68, ετ=0.83

s= sτ=193/((1.68/0.83)×1.08+1.08×0.1=84.13

 

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной l=44 мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки М=2.5√1025|×44=3521.7 Н×мм.

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

sυ=σ-1/((кτ/ετ)×συ+ψτ×σm)

sυ=335/(1.6/0.92)×1.08=178.2

 

Регулирующий коэффициент запаса прочности

s= sσ×sτ/√ sσ2×sτ2=76

 

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.

10. Выбор сорта масла

 

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета

  1. дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V=0.25×0.294=0.0725 дм3.

 

По таблицам устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σН=315.9 МПа и скорости υ=3.38 м/c рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28×10-6 м 2/c. Принимаем масло индустриальное И-30А ( по ГОСТ 20799-75).

Камеры заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1.

Расчет передачи винт-гайка.

 

Число оборотов винта:

n2= n1/u=937.5/2.9=323.27 об/мин

где передаточное число зубчатой пары

U= z2/ z1=2.86

 

Число оборотов винта в секунду:

n2c= n2/60=323.27/60=5.39 c-1

 

Требуемая скорость подъёма стола за оборот

Vоб′=V/ n2c=250/5.39=46.38 об/мин.

Принимаем шаг резьбы Р=8 мм.

 

Определим число заходов резьбы

n= V′об / P=46,38/8=5,79

Примем число заходов резьбы n=6

Тогда ход резьбы рn=p×n=8×6=48 мм

 

Фактическая скорость подъема стола равна

Vфакт= n2c× рn=5.39×48=258.72 мм/c.

 

Погрешность:

ΔV/ Vфакт×100%=(258.72-250/258.72)×100%=3.37<10%, что допустимо.

 

Средний диаметр винта по условию износостойкости:

d2=√Q/π×ψr×ξ×[ρ]

d2=√350.18/3.14×0.9×0.5×8=5,56 мм

ψr - коэффициент высоты гайки, ψr = Н r /d2=0.9

 

ξ - отношение высоты рабочего профиля резьбы к её шагу, для трапецеидальной резьбы ξ=0.50

[ρ] - допустимое давление в резьбе, для материала винтовой пары незакалённая сталь-бронза [ρ]=8 МПа.

 

Минимальный нагрузочный диаметр шести заходней трапецеидальной резьбы по ГОСТ d=22 мм , d2=18 мм, внутренний d3=16 мм. Обозначение резьбы Тr22×24 (Р8), где Тr - трапецеидальная резьба, 24 - ход резьбы, Р8 - шаг резьбы.

 

Площадь сечения винта:

F1=π× d32/4=3.14×162/4=200.96 мм2

Высота гайки Н r = ψr /d2=20 мм

Количество витков резьбы в гайке:

z1== Н r /р=20/8=2.5<10, что допустимо.

Проверка винта на устойчивость.

 

а) приведенный момент инерции сечения винта:

Jпр=π×d34/64×(0.4+0.6×(d/d3)=(3.14×164/64)×(0.4+0.6×(22/16)=3.938×103 мм4

б) радиус инерции сечения винта

i=Jпр/F1=387

в) гибкость винта при μ=1.5 (считаем винт закрепленным жестко)

λ=μ×ι/i=1.5×220/3.87=85.27

г) при значении λ=55…90 критическую силу определяют по формуле Тейлера-Ясинского Qкр=(π×d12/4)×(a-b×λ)=51445×(450-1.67×77.5)=16492 Н

"а" и "б" – имперические коэффициенты, определены по таблице (для материала винта Сталь 45 ГОСТ 1050-88 а=450 МПа, b=1.67 МПа).

д) коэффициент запаса устойчивости

nу=Qкр/Q=16492/350=42.12

что больше [ nу]=2

Примем материал винтовой пары: винт из незакаленной Стали 45 ГОСТ 1050-88 , гайка из Сталь 60 улучшение.

 

Наружный диаметр тела гайки:

D≥√5.2×Q/π×[Q]p+d2=22.3 мм

Где [Q]p=50 МПа- допускаемое напряжение для бронзовых гаек.

Примем D=32 мм.

13. Общие выводы.

 

В результате проделанной выше работы спроектировали необходимый нам механизм и выполненными расчетами подтвердили работоспособность этого механизма.

 

@reg

@support17

Сейчас 72 гостей онлайн

@(c)

Copyright © 2009-2011 Support17.com
Любое использование материалов, опубликованных на support17,
разрешается только в случае указания гиперссылки на Support17.com

@s

Родоначальницей всех приборостроительных специальностей явилась кафедра «Приборы точной механики», которая была открыта в 1961 г. на машиностроительном факультете.
В 1976 г. был организован оптико-механический факультет.