Проектирование привода для винтового домкрата

Министерство образования Российской Федерации Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Ижевский государственный технический университет им. М. Т. Калашникова Факультет «Управление качеством»

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по деталям машин

Тема:

Проектирование привода для винтового домкрата

Выполнил: студент гр. 6−35−1

Баранов М.В.

Проверил: преподаватель

Хмурович Ф.Л.

Ижевск 2012

Техническое задание

1. Энергетический, кинематический и силовой расчет привода

2. Расчёт передач

2.1 Расчёт быстроходной передачи

2.2 Расчёт тихоходной передачи

3. Составление компоновочной схемы редуктора

4. Выбор подшипников качения

4.1 Выбор подшипников быстроходного вала

4.2 Выбор подшипников промежуточного вала

4.3 Выбор подшипников тихоходного вала

5. Расчёт валов

5.1 Расчет быстроходного вала

5.2 Расчет промежуточного вала

5.3 Расчет тихоходного вала

6. Расчёт предохранительной муфты

7. Расчет шпоночного соединения

8. Выбор смазывающих материалов и системы смазывания

Заключение

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

На рисунке 1 представлена схема привода к винтовому домкрату.

На рисунке 2 представлены типовые режимы нагружения.

Рисунок 1 — Схема привода к винтовому домкрату

Рисунок 2 — Типовые режимы нагружения

Характеристика и условия работы привода:

1. Вес поднимаемого груза: G= 19 кН

2. Скорость поднимаемого груза V=0.14 м/с

3. Срок службы: t_г = 10 лет

4. Коэффициент использования суточный: К_с = 0.4

5. Коэффициент использования годовой: К_г= 0.4

6. Частота вращения выходного вала: n=45 об/мин

7. Коэффициент полезного действия домкрата: з=0.9

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный 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.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

· типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

· числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.);

· типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.);

· относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

· особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА Расчет мощности P₃, необходимой для привода машины:

кВт Момент на валу зубчатого колеса:

Нм

— коэффициент полезного действия ременной передачи,

— коэффициент полезного действия зубчатой передачи.

Мощность двигателя:

где — требуемая мощность, кВт Частота вращения на ведущем шкиве:

об/мин Вычисляем общее передаточное отношение привода U₀:

По алгоритму разбивки общего передаточного отношения:

— =0.88*= 0.88*=4

— == 5.5

Частота вращения на шестерне:

== = 173.6об/мин Мощность на валу шестерни:

кВт Момент на валу шестерни:

Нм Момент на ведущем шкиве:

Нм Результаты расчетов сведем в таблицу

2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ

2.1 Расчет быстроходной передачи редуктора

2.1.1 Время работы передачи

t = t_г (лет)365(дней)24(часа)КгКс = 10 365 240,40,4 = 14 016 часов

2.1.2 Выбор материала Марка стали 40ХН;Для шестерни НRC = 45; Для колеса НВ = 260

2.1.3 Допускаемые усталостные контактные напряжения зубчатого колеса.

Расчет по этим допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течение заданного срока службы t.

= МПа

= МПа где Z_R = 0.95 — коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

Z_V = 1 — коэффициент, учитывающий окружную скорость.

S_H = 1.2 — коэффициент запаса прочности.

Z_N — коэффициент долговечности

=0.844, принимаем равным 1.

=0.647, принимаем равным 1.

N_HG — базовое число циклов

N_GH = (HB)³ 1210⁷

N_GH1 ==7.9

N_GH2 ==1.8

N_HE1 — эквивалентное число циклов шестерни

N_HE1 = 60n₁te_H = 60 955 140 161.8=14.810⁸об.

e_н=

e_н — коэффициент эквивалентности, который определяется по гистограмме нагружения.

Эквивалентное число циклов колеса

= = 26.9 об.

_Hlim— предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N_HG.

_Hlim1 = 2 МПа

_Hlim2 =2 МПа Расчетные допускаемые контактные напряжения дляпередачи

= 541 Мпа.

2.1.4 Выбор расчетных коэффициентов.

2.1.4.1 Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчётов выбирается из интервала

K_H = 1,3…1,5.

K_H = 1.4

2.1.4.2 Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса.

_а = 0,9

2.1.5Проектный расчет передачи.

2.1.5.1 Определение межосевого расстояния.

Для закрытой передачи, если оба или хотя бы одно из колёс имеет твёрдость меньше 350 ед., проектный расчёт проводится на усталостную контактную прочность для предотвращения выкрашивания в течение заданного срока службы t.

=410 =85 мм.

В соответствии со стандартом принимаю =100 мм .

Здесь T₁ — момент на валушестерни в Нм.

Числовой коэффициент: Ka = 410;

2.1.5.2 Выбор нормального модуля.

=(0.01…0.02) =1…2;

В соответствии со стандартом принимаю m=1,5.

2.1.5.3 Числа зубьев

2.1.5.4 Делительные диаметры

= мм.

== 169,36 мм.

2.1.5.6 Выполнить проверку

==100 мм.

2.1.5.7 Диаметры выступов

=30,64+ мм.

=169,36+ мм.

2.1.5.8 Диаметры впадин

=30,64- мм.

=169,36- мм.

2.1.5.9 Расчетная ширина колеса

==80 мм.

b==40 мм.

2.1.5.10 Торцовая степень перекрытия

=[1.88−3.2

2.1.5.11 Окружная скорость

== 2.77 м/с По окружной скорости выбрать степень точности передачи. Для передач общего машиностроения при скоростях не более 6 м/с для прямозубых выбирается 8 степень точности.

2.1.6 Проверочные расчеты

2.1.6.1 Для проверочных расчётов как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

=

=

K_HV и K_FV — коэффициенты внутренней динамической нагрузки.

K_HV =1.02; K_FV =1.04

K_H и K_F — коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).

K_H=1.08; K_F=0.864

K_H и K_F — коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

K_H =1.07; K_F=1.07

2.1.6.2 Проверка по контактным напряжениям

=190= 536.8 МПа

Z_E — коэффициент материала. Для стали

Z_E = 190.

Z — коэффициент учёта суммарной длины контактных линий

==0.75

Z_H — коэффициент формы сопряжённых поверхностей.

Z_H =2.43

F_t — окружное усилие

== 5886.6 Н

2.1.6.3 Отклонение

== 3.1%, недогрузка

2.1.7 Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

2.1.7.1 Допускаемые напряжения изгиба

.

МПа

МПа Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t и, как следствие, поломку зуба.

Y_R =1- коэффициент шероховатости переходной кривой

Y_X =1- масштабный фактор

Y =1,082 0,172lg 1.25 = 1.044 — коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения

Y_A =0.65- коэффициент реверсивности нагрузки

Y_N — коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

.

принимаем равным 1.

принимаем равным 1.

N_FG — базовое число циклов. Для стальных зубьев

N_FG = 410⁶.

для улучшенных сталей m = 6;

N_FE1 — эквивалентное число циклов шестерни

N_FE1 = 60n₁te_F= 60 955 140 161.843 = 14.810⁸

Эквивалентное число циклов колеса

.

S_F =1,7

_Flim1=500 МПа

_Flim2=1,75(260)=455 МПа

2.1.7.2 Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса.

.

МПа

МПа

Y_FS— коэффициент формы зуба

.

X — коэффициент сдвига инструмента.

.

.

Z_V— эквивалентное число зубьев

.

;

Y =1- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении

Y =1- коэффициент угла наклона зуба

2.1.7.3 Рабочие напряжения определяются для каждого зубчатого колеса или для того, у которого меньше отношение

= 48.3; = 50.6;

2.1.7.4 Действительный запас усталостной изгибной прочности

.

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба

2.1.8 Проверка на контактную статическую прочность.

МПа

T_max=T_пик — пиковая нагрузка по гистограмме нагружения.

[]_Hmax — допускаемые статические контактные напряжения.

Для улучшенных зубьев

МПа Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоев зуба.

2.1.9 Проверка изгибной статической прочности.

.

МПа

МПа

— допускаемые статические напряжения изгиба. Для улучшенных и поверхностно упрочнённых зубьев

МПа Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.

2.2 Расчет тихоходной передачи редуктора

2.2.1 Время работы передачи

t = t_г (лет)365(дней)24(часа)КгКс = 10 365 240,40,4 = 14 016 часов

2.2.2 Выбор материала Марка стали 40ХН;Для шестерни НВ = 300; Для колеса НВ = 280

2.2.3 Допускаемые усталостные контактные напряжения зубчатого колеса.

Расчет по этим допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течение заданного срока службы t.

= МПа

= МПа где Z_R = 0.95 — коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

Z_V = 1 — коэффициент, учитывающий окружную скорость.

S_H = 1.2 — коэффициент запаса прочности.

Z_N — коэффициент долговечности

=0.844, принимаем равным 1.

=0.647, принимаем равным 1.

N_HG — базовое число циклов

N_GH = (HB)³ 1210⁷

N_GH1 ==2.7

N_GH2 ==2.2

N_HE1 — эквивалентное число циклов шестерни

N_HE1 = 60n₁te_H = 60 955 140 161.8=14.810⁸об.

e_н=

e_н — коэффициент эквивалентности, который определяется по гистограмме нагружения.

Эквивалентное число циклов колеса

= = 26.9 об.

_Hlim— предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N_HG.

_Hlim1 = 2 МПа

_Hlim2 =2 МПа Расчетные допускаемые контактные напряжения дляпередачи

= 498.7 Мпа.

2.2.4 Выбор расчетных коэффициентов.

2.2.4.1 Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчётов выбирается из интервала

K_H = 1,3…1,5.

K_H = 1.4

2.2.4.2 Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса.

_а = 0.35

2.2.5 Проектный расчет передачи.

2.2.5.1 Определение межосевого расстояния.

Для закрытой передачи, если оба или хотя бы одно из колёс имеет твёрдость меньше 350 ед., проектный расчёт проводится на усталостную контактную прочность для предотвращения выкрашивания в течение заданного срока службы t.

=450 =195 мм.

В соответствии со стандартом принимаю =200 мм .

Здесь T₁ — момент на валушестерни в Нм.

Числовой коэффициент: Ka = 450;

2.2.5.2 Выбор нормального модуля.

=(0.01…0.02) =2…4;

В соответствии со стандартом принимаю m=3.

2.2.5.3 Числа зубьев

2.2.5.4 Делительные диаметры

= мм.

= мм.

2.2.5.6 Выполнить проверку

==200 мм.

2.2.5.7 Диаметры выступов

=81+ мм.

=318+ мм.

2.2.5.8 Диаметры впадин

=81- мм.

=318- мм.

2.2.5.9 Расчетная ширина колеса

==70 мм.

b==70 мм.

2.2.5.10 Торцовая степень перекрытия

=[1.88−3.2

2.2.5.11 Окружная скорость

== 1.9 м/с По окружной скорости выбрать степень точности передачи. Для передач общего машиностроения при скоростях не более 6 м/с для прямозубых выбирается 8 степень точности.

2.2.6 Проверочные расчеты

2.2.6.1 Для проверочных расчётов как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

=

=

K_HV и K_FV — коэффициенты внутренней динамической нагрузки.

K_HV =1.24; K_FV =1.48

K_H и K_F — коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).

K_H=1.04; K_F=0.8

K_H и K_F — коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

K_H =1; K_F=1

2.2.6.2 Проверка по контактным напряжениям

=190= 489 МПа

Z_E — коэффициент материала. Для стали

Z_E = 190.

Z — коэффициент учёта суммарной длины контактных линий

==0.864

Z_H — коэффициент формы сопряжённых поверхностей.

Z_H =2.5

F_t — окружное усилие

== 1579.3 Н

2.2.6.3 Отклонение

== 1.94%, недогрузка

2.2.7 Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

2.2.7.1 Допускаемые напряжения изгиба

.

МПа

МПа Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t и, как следствие, поломку зуба.

Y_R =1- коэффициент шероховатости переходной кривой

Y_X =1- масштабный фактор

Y =1,082 0,172lg 1.25 = 1.044 — коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения

Y_A =0.65- коэффициент реверсивности нагрузки

Y_N — коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

.

принимаем равным 1.

принимаем равным 1.

N_FG — базовое число циклов. Для стальных зубьев

N_FG = 410⁶.

для улучшенных сталей m = 6;

N_FE1 — эквивалентное число циклов шестерни

N_FE1 = 60n₁te_F= 60 955 140 161.843 = 14.810⁸

Эквивалентное число циклов колеса

.

S_F =1,7

_Flim1=1,75(300)=525 МПа

_Flim2=1,75(280)=490 МПа

2.2.7.2 Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса.

.

МПа

МПа

Y_FS— коэффициент формы зуба

.

X — коэффициент сдвига инструмента

.

.

Z_V— эквивалентное число зубьев

.

;

Y =1- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении

Y =1- коэффициент угла наклона зуба

2.2.7.3 Рабочие напряжения определяются для каждого зубчатого колеса или для того, у которого меньше отношение

= 57.74; = 55.1;

2.2.7.4 Действительный запас усталостной изгибной прочности Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба

2.2.8 Проверка на контактную статическую прочность.

МПа

T_max=T_пик — пиковая нагрузка по гистограмме нагружения.

[]_Hmax — допускаемые статические контактные напряжения.

Для улучшенных зубьев

МПа Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоев зуба.

2.2.9 Проверка изгибной статической прочности.

МПа

МПа

— допускаемые статические напряжения изгиба. Для улучшенных и поверхностно упрочнённых зубьев

МПа Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.

3. СОСТАВЛЕНИЕ КОМПОНОВОЧНОЙ СХЕМЫ РЕДУКТОРА После определения межосевых расстояний, размеров колес и шестерней приступают к разработке конструкции редуктора. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки.

Диаметры различных участков валов редуктора определяют по формулам:

— для быстроходного вала:

— для промежуточного вала:

— для тихоходного вала:

где Тб, Тп, Тт — номинальные крутящие моменты на соответствующих валах.

Диаметры подшипников dп следует округлять до значений, кратных 5. Остальные диаметры ступеней валов назначаются конструктором по мере необходимости, так же добавляя к предыдущей ступени 2…5 мм.

Подставляя значения моментов в вышеперечисленные формулы получаем значения диаметров валов:

— для быстроходного вала:

— для промежуточного вала:

— для тихоходного вала:

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренний стенки корпуса, между ними оставляют зазор а, который равен примерно 10 мм.

редуктор привод винтовой домкрат

4. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

4.1 Выбор подшипников качения для быстроходного вала Для выбора подшипников необходимо определить радиальные и осевые нагрузки, которые возникают в подшипниках. Чтобы определить эти нагрузки необходимо составить схему нагружения быстроходного вала и определить реакции в опорах. Схема нагружения представлена на рисунке .

Рисунок 4.1 — Схема нагружения быстроходного вала Силы, указанные на схеме нагружения определялись в расчете быстроходной передачи и равны:

Реакции опор определяют из уравнения равновесия: сумма моментов внешних сил относительно рассматриваемой опоры и момента реакции в другой опоре равна нулю.

Плоскость XOZ:

Проверка:

Плоскость YOZ:

Проверка:

Зная составляющие реакций можно найти реакции опор:

После определения реакций опор можно определить номинальную динамическую нагрузку подшипника (расчеты проводим по большей нагрузке). Наметим шариковый подшипник 304. Для него (справочник):

Динамическая нагрузка подшипника равна:

Определяем долговечность подшипника при данных условиях нагружения:

Подшипник 304 удовлетворяет условиям эксплуатации. Второй подшипник с целью унификации устанавливается такой же.

4.2 Выбор подшипников качения для промежуточного вала На рисунке 4.2 представлена схема нагружения промежуточного вала.

Рисунок 4.2 — Схема нагружения промежуточного вала Силы, указанные на схеме нагружения определялись в расчетах быстроходной и тихоходной передач и равны:

Реакции опор определяют из уравнения равновесия: сумма моментов внешних сил относительно рассматриваемой опоры и момента реакции в другой опоре равна нулю.

Плоскость XOZ:

Проверка:

Плоскость YOZ:

Проверка:

Зная составляющие реакций можно найти реакции опор:

После определения реакций опор можно определить номинальную динамическую нагрузку подшипника (расчеты проводим по большей нагрузке). Наметим шариковый подшипник 307. Для него (справочник):

Динамическая нагрузка подшипника равна:

Определяем долговечность подшипника при данных условиях нагружения:

Долговечность работы подшипника намного превышает долговечность работы редуктора. Следовательно, можно выбрать подшипник легкой серии. Наметим шариковый подшипник 207. Для него (справочник):

Определяем долговечность подшипника при данных условиях нагружения:

Подшипник 207 удовлетворяет условиям эксплуатации. Второй подшипник с целью унификации устанавливается такой же.

4.3 Выбор подшипников качения для тихоходного вала Схема нагружения тихоходного вала представлена на рисунке 4.3 .

Рисунок 4.3-Схема нагружения тихоходного вала Силы, указанные на схеме нагружения определялись в расчете тихоходной передачи и равны:

Реакции опор определяют из уравнения равновесия: сумма моментов внешних сил относительно рассматриваемой опоры и момента реакции в другой опоре равна нулю.

Плоскость XOZ:

Проверка:

Плоскость YOZ:

Проверка:

Зная составляющие реакций можно найти реакции опор:

После определения реакций опор можно определить номинальную динамическую нагрузку подшипника (расчеты проводим по большей нагрузке). Наметим шариковый подшипник 309. Для него (справочник):

Динамическая нагрузка подшипника равна:

Определяем долговечность подшипника при данных условиях нагружения:

Долговечность работы подшипника намного превышает долговечность работы редуктора. Следовательно можно выбрать подшипник легкой серии. Наметим шариковый подшипник 209. Для него (справочник):

Определяем долговечность подшипника при данных условиях нагружения:

Подшипник 209 удовлетворяет условиям эксплуатации. Второй подшипник с целью унификации устанавливается такой же.

5. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ И ЖЕСТКОСТЬ

5.1 Расчет быстроходного вала Для расчета вала на прочность необходимо определить возникающие напряжения, и сравнить их с допускаемыми. На вал действуют напряжения изгиба и напряжения кручения. Для определения вышеперечисленных напряжений воспользуемся схемой нагружения, которая была представлена в разделе «Выбор подшипников качения. Выбор подшипников качения для быстроходного вала». На рисунке 5.1 представлен вал с приложенными к нему силами.

Силы, указанные на схеме нагружения определялись в расчете быстроходной передачи и при выборе подшипников и равны:

Определяем изгибающие моменты в каждой плоскости, а затем определяем результирующий изгибающий момент.

Плоскость XOZ:

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.

Плоскость YOZ:

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZи определяем результирующий изгибающий момент:

На рисунке представлены эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов.

Далее необходимо определить напряжения изгиба и напряжения кручения в наиболее опасных сечениях. Наиболее опасными являются сечения, на которые действуют значительные изгибающие моменты, а также сечения с переходными диаметрами, так как переход диаметра является концентратором напряжений.

В данном случае достаточно найти напряжения изгиба в 3 характерных точках: в среднем сечении червяка, так как изгибающий момент в этом сечении максимален; сечение диаметром 25 мм, так как переход диаметра является концентратором напряжений, а момент все еще значителен; и на следующем переходе диаметров. Этих точек будет достаточно и напряжения изгиба в других сечениях не превысят значения в данных точках.

Определим напряжения изгиба в опасных сечениях:

Строим эпюру напряжений изгиба.

Определяем напряжения кручения в тех же сечениях:

Строим эпюру напряжений кручения.

После определения напряжений изгиба и кручения необходимо вычислить эквивалентные напряжения по четвертой теории прочности:

Чтобы выполнялось условие прочности вала необходимо чтобы эквивалентные напряжения не превышали допускаемые напряжения. Величина допускаемых напряжений зависит от материала и равна:

уt — предел текучести стали 40ХН, nt-коэффициент запаса прочности.

Анализируя эпюру эквивалентных напряжений видно, что условие прочности соблюдается.

5.2 Расчет промежуточного вала На рисунке 5.2 представлен вал с действующими на него силами. Силы, указанные на рисунке определялись в расчетах быстроходной и тихоходной передач и при выборе подшипников для промежуточного вала и равны:

Определяем изгибающие моменты в каждой плоскости, а затем определяем результирующий изгибающий момент.

Плоскость XOZ:

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.

Плоскость YOZ:

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZи определяем результирующий изгибающий момент:

На рисунке представлены эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов.

Определим напряжения изгиба в опасных сечениях:

Строим эпюру напряжений изгиба Определяем напряжения кручения в тех же сечениях:

Строим эпюру напряжений кручения.

После определения напряжений изгиба и кручения необходимо вычислить эквивалентные напряжения по четвертой теории прочности:

Величина допускаемых напряжений зависит от материала и равна:

уt — предел текучести стали 40ХН, nt-коэффициент запаса прочности.

Анализируя эпюру эквивалентных напряжений видно, что условие прочности соблюдается.

5.3 Расчет тихоходного вала На рисунке 5.3 представлен вал с действующими на него силами. Силы, указанные на рисунке определялись в расчете тихоходной передачи и при выборе подшипников для тихоходного вала и равны:

Определяем изгибающие моменты в каждой плоскости, а затем определяем результирующий изгибающий момент.

Плоскость XOZ:

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.

Плоскость YOZ:

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZи определяем результирующий изгибающий момент:

На рисунке представлены эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов.

Определяем напряжения изгиба и напряжения кручения в наиболее опасных сечениях.

Определим напряжения изгиба в опасных сечениях:

Строим эпюру напряжений изгиба.

Определяем напряжения кручения в тех же сечениях:

Строим эпюру напряжений кручения.

После определения напряжений изгиба и кручения необходимо вычислить эквивалентные напряжения по четвертой теории прочности:

Чтобы выполнялось условие прочности вала необходимо чтобы эквивалентные напряжения не превышали допускаемые напряжения. Величина допускаемых напряжений зависит от материала и равна:

уt — предел текучести стали 40ХН, nt-коэффициент запаса прочности.

Анализируя эпюру эквивалентных напряжений видно, что условие прочности соблюдается.

Проверку условия жесткости можно не проводить, так как вал имеет значительные диаметральные размеры и относительно небольшую длину. Но для того чтобы определить, рационально ли подобраны сечения, необходимо провести уточняющий расчет вала.

Анализируя условия нагружения вала, видим, что он испытывает переменные нормальные напряжения от косого изгиба с вращением и касательные напряжения от циклического кручения. При этом нормальные напряжения изменяются по симметричному, а касательные — по отнулевому циклам. Принимаем, что участок вала с максимальным значением эквивалентного момента (участок диаметром 60мм) содержит концентратор напряжений в виде шпоночного паза.

Определяем максимальное, минимальное, среднее и амплитудное номинальные (без учета концентратора) напряжения изгиба:

Вычисляем максимальное, минимальное, среднее и амплитудное номинальные (без учета концентратора) касательные напряжения кручения:

Определяем поверхностный фактор для заданной чистоты поверхности вала (чистовое точение резцом):

Находим масштабный фактор для участка вала диаметром 60 мм с концентратором:

Для концентратора типа шпоночный паз определяем эффективные коэффициенты концентрации:

Вычисляем обобщенные коэффициенты, учитывающие совместное влияние на пределы выносливости поверхностного, масштабного фактором и концентрации напряжений:

Определяем характеристики усталостной прочности материала вала. Данные характеристики рекомендуется определять по следующим приближенным зависимостям:

Определяем запас циклической прочности по нормальным напряжениям:

Запас прочности по касательным напряжениям определяется аналогичным образом.

Определяем общий запас циклической прочности с учетом совместного действия циклических нормальных и касательных напряжений:

6. РАСЧЕТ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНОЙ МУФТЫ Для того, чтобы передать крутящий момент с вала двигателя на входной вал редуктора, необходимо спроектировать муфту. Для защиты элементов редуктора от возможных перегрузок часто используют предохранительные устройства. Таким устройством может быть фрикционная муфта. Особенность фрикционной муфты заключается в том, что она очень чувствительна к отклонениям валов. Отклонения валов влияют на работоспособность муфты и на ее износ. Чтобы компенсировать смещения валов, необходимо предусмотреть компенсирующий элемент. В данном проекте в виде компенсирующего элемента рассматривается резиновая торообразная оболочка. Выбор именно такого упругого элемента объясняется тем, что муфты с торообразной оболочкой обладают большой крутильной, радиальной и угловой податливостью. В итоге необходимо спроектировать комбинированную фрикционную муфту с упругой торообразной оболочкой.

Для обеспечения работоспособности муфты необходимо рассчитать элементы муфты. В данном проекте рассчитывается торообразная оболочка и определяется сила сжатия для дисков.

При передаче момента в оболочке возникают касательные напряжения крутильного сдвига. Наибольшего значения они достигают в кольцевом сечении D1 (рис. 6.1).

Рисунок 6.1 — Торообразная оболочка Касательные напряжения в этом сечении равны:

где д — толщина оболочки;

Тк — крутящий момент на быстроходном валу Так как диаметр оболочки муфты не превышает 300 мм, то ее выполняют из резины. Для резиновой оболочки допускаемые касательные напряжения равны [ф]=(0,45…0,5) МПа. Как видно из расчетов условие прочности по касательным напряжениям выполняется, а, следовательно, обеспечивается работоспособность спроектированной оболочки.

Далее необходимо спроектировать фрикционную часть муфты. При эскизном проектировании муфты определились диаметры дисков трения и количество плоскостей трения. Зная эти данные и крутящий момент, который нужно передать и значение которого нельзя превышать, можно определить силу затяжки дисков.

где в — коэффициент запаса сцепления (обычно 1,3−1,5); i-число поверхностей трения; f-коэффициент зависящий от материала дисков (для чугуна равен 0,15); rcр — средний радиус поверхностей трения:

где R — наружный радиус поверхностей трения, мм; r-внутренний радиус поверхностей трения, мм.

Зная усилия для сжатия дисков можно выбрать по справочнику пакет тарельчатых пружин для передачи этого усилия.

7. РАСЧЕТ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ Быстроходный вал:

На быстроходный вал устанавливается одна шпонка для создания соединения с полумуфтой. Определим минимальную рабочую длину для шпонки:

Так как концевые участки валов стандартизованы и шпоночный паз обычно делают на всю длину концевого участка, видно что шпоночный паз будет с некоторым запасом (так как концевой участок вала имеет длину 50 мм).

Промежуточный вал:

На промежуточный вал устанавливается колесо быстроходной передачи. Аналогичным образом шпонка рассчитывается для промежуточного вала:

Участок со шпоночным пазом для колеса имеет длину 30 мм, следовательно длина шпонки получилась с небольшим запасом.

Тихоходный вал:

На тихоходный вал устанавливается две шпонки: для колеса тихоходной передачи и для установки полумуфты на концевом участке, длина которого составляет 82 мм. Рассчитываем шпонку для участка вала диаметром 60 мм (для установки колеса):

Участок со шпоночным пазом для колеса имеет длину 78 мм, следовательно длины шпонки хватает для прочного соединения.

Рассчитываем шпонку для соединения вала с полумуфтой:

Участок со шпоночным пазом для колеса имеет длину 82 мм, следовательно длины шпонки хватает для прочного соединения.

8. ВЫБОР СМАЗЫВАЮЩИХ МАТЕРИАЛОВ И СИСТЕМЫ СМАЗКИ В типовых конструкциях двухступенчатых редукторов уровень масла в картере выбирают таким образом, чтобы элементы промежуточного вала были погружены в масло.

Выбор марки масла зависит от контактных напряжений и окружной скорости в зацеплении. Зная эти параметры (определялись выше) по справочнику выбираем масло марки МС-20.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данном проекте был разработан привод для винтового домкрата. Для преобразования момента был спроектирован двухступенчатый редуктор. Так же была спроектирована комбинированная муфта для передачи крутящего момента от двигателя к редуктору. К пояснительной записке прилагаются рабочие чертежи и спецификации (приложение В):

— эскиз редуктора

— сборочный чертеж привода (ДМ15−01.00.00.00 СБ);

— сборочный чертеж редуктора (ДМ15−01.01.00.00 СБ);

— сборочный чертеж комбинированной муфты (ДМ15−01.08.00.00 СБ);

— сборочный чертеж колеса (ДМ15−01.01.17.00 СБ);

— чертеж ведомого вала (ДМ15−01.01.00.23);

— спецификация привода (ДМ15−01.00.00.00);

— спецификация редуктора (ДМ15−01.01.00.00);

— спецификация комбинированной муфты (ДМ15−01.08.00.00);

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985. 416с., ил.

2. Чернавский С. А., Ицкович Г. М., Киселев В. А. Проектирование механических передач. М.: Машиностроение, 1976. 608с., ил.

3. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя Т.1. М.: Машиностроение, 1978. 728с., ил.

4. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя Т.2. М.: Машиностроение, 1978. 559с., ил.

5. Добровольский В. И., Добровольский С. В. Оценка прочности, жесткости и устойчивости элементов конструкций. Ижевск.: Изд-во ИжГТУ, 2009. 236с.

6. Верпаховский Ю. С., Ибрагимов А. У. Методические указания по расчету валов редукторов. Ижевск.: 2005. 24 с.