Детали машин и основы конструктруирования

 

Содержание:

Лист задания ------------------------------------------------------------------------------------------------------- 2

Содержание -------------------------------------------------------------------------------------------------------- 3

1)Структурный анализ механизмов  машинного агрегата ------------------------------------------- 4

1)(1) Структурный анализ шестизвенного  кривошипноползунного механизма насоса----  4

2)Метрический синтез механизма  насоса ---------------------------------------------------------------- 5

2)(1)Основные положения ------------------------------------------------------------------------------------- 6

3)Кинематический анализ кривошипно-ползунного  механизма ---------------------------------- 7

4)(1)Построение графика функции  перемещения -----------------------------------------------------  7

4)(2) Построение графика аналога  скорости ------------------------------------------------------------- 8

4)(3) Построение графика аналога  ускорения ----------------------------------------------------------- 9

5)Выбор электродвигателя привода  насоса и расчет параметров  редуктора -----------------10

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

          По заданию редуктор одноступенчатый, поэтому при отсутствии в приводе других передач необходимо соблюдать условие:

 

           Частота вращения валов:

• Быстроходного:
• Тиходного:

    Максимальный опрокидывающий момент находят так:

• Вращающий момент  на быстроходном:
• Вращающий момент на тихоходном:
• Опрокидывающий момент на валу двигателя:
• На тихоходном валу редуктора при n:

Параметры	Вал Б	Вал Т
Частота вращении, об\мин
Вращающий момент, нм
Максимальный опрокидывающий вращающий  момент, нм

рис Условная диаграмма

6)Расчеты  зубчатой передачи.

Таблица 5 ГОСТ 21354-87

Вид и критерии расчета	Назначение
Расчет на контактную выносливость	Исключает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев (питтинг)
Расчет на статическую контактную прочность	Исключает обмятия зуба при перегрузках
Расчет зубьев на выносливость при  изгибе	Исключает усталостную поломку зубьев
Расчет зубьев на статическую прочность  при изгибе	Исключает поломку зуба при перегрузках

           Исходными данными для расчета являются: крутящий момент на колесе , схема передачи, срок службы t, характер нагрузки.

6)1)Определение  допускаемых напряжений.

           Определяются для случая:

• Режим работы непрерывный, с постоянной нагрузкой, поэтому коэффициент долговечности .
• Передача косозуба (.
• Заготовка – поковка.
• Термообработка зубчатых колес - улучшение (закалка с последующим высокотемпературным отпуском).

    Выбор твердости у шестерни и колеса производится по правилу: верхний предел твердости колеса должен соответствовать нижнему пределу твердости шестерни.

 

 

6)1)1)Допускаемые напряжения в расчете на контактную выносливость.

    Вначале данную величину определяют раздельно для шестерни и колеса:

 

Где - базовый предел контактной выносливости ; для термически улучшаемых сталей

 

=1,1 – коэффициент  безопасности для однородной структуры материала,

- среднее значение твердости.

    опускаемые контактные напряжения для пары сопрягаемых колес находят по формуле:

= min ()

на  изгибную выносливость.

пределяют раздельно для шестерни и колеса:

 

 

где базовый предел изгибной выносливости при  односторонней работе зубьев.

Для улучшенных и нормализованных зубчатых колес:

МПа

=1,7 – коэффициент безопасности;

=1 – коэффициент долговечности;

=1 – коэффициент учета  двухсторонней работы зубьев.

  Проектировочный расчет косозубой  зубчатой передачи внешнего зацепления.

    ель расчета: определение межосевого расстояния и других параметров передачи, исключающих питтинг в работающей зубчатой паре.

    Предварительное  значение межосевого расстояния

 

Принимаем:

    В формуле: ;

 – коэффициент расчетной  нагрузки, принимаемыемый на этапе  проектирования равным 1,2 , при коэффициенте  ширины зубчатого венца относительно  межосевого расстояния равным  при .

 для симметричного и несимметричного расположения передачи относительно опор.

    Ширина  колеса определяется равенством: мм

    Ширина шестерни: +(4:6)=48,7 мм

    Модуль  передачи : m=(0,01)=2

    Из  условия кратности активной ширины  венца осевому шагу находят  угол наклона зуба:

 

 

  Затем определяют:

• Суммарное число зубьев передачи:
• Число зубьев шестерни:
• Число зубьев колеса:

    Вычисляется  уточненное значение угла наклона  зубьев:

arcos=10, 47

    Расчет  геометрических размеров зубчатых  колес при сумме коэффициентов смещений 
=0 (Таблица 6):

Наименование параметра		Обозначение	Формула
1)Делительный диаметр	шестерни
	колеса		мм
2)Межосевое расстояние			=120,004мм
3)Коэффициент смещения	шестерни
	колеса
4)Диаметр вершины зубьев	шестерни		мм
	колеса		мм
5)Диаметр впадины	шестерни
	колеса		мм
Параметры исходного контура ; ; коэффициент смещения рассчитывается при числе зубьев шестерни .

2)6) Расчет зубьев на выносливость  при изгибе

    Для  исключения усталостной поломки  зуба необходимо сопоставить  расчетное местное напряжение  от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемое напряжение :

.

  Расчетом проверяют данное  условие раздельно для шестерни  и колеса.

    Расчетное  местное напряжение при изгибе  определяют по формуле:

Для колеса -

Для шестерни - 

    Коэффициент  расчетной нагрузки 

    Коэффициент,  учитывающий форму зуба и концентрацию  напряжений, находим приближенно:,

 

 

где: 

 

- эквивалентное  число зубьев.

    Коэффициент,  учитывающий наклон зуба:

Допустимо определять при значении коэффициента осевого  перекрытия

    Вывод: Модуль выбран, верно!

7)Проектировочный  расчет валов.

7)1)Размеры  цилиндрических концов валов.

    На  стадии проектирования при отсутствии  данных об изгибающий моментах  диаметр вала может быть найден  из условного расчета на кручение по наибольшему длительно действующему крутящему моменту при пониженном значении допускаемых касательных напряжениях (

    Поскольку  валы, должны изготавливаться с  твердостью HB=262...311, допустимо (=(0,025…0,03) , МПа, причем меньшее значение принимают для входного (быстроходного) вала.

    Диаметр  вала в расчетном сечении: Т: (=20МПа

    Б: (=15МПа

Где Т –  крутящий момент на рассчитываемом валу в н.м., (.

    Быстроходный  вал проектируемого редуктора  приводится во вращение электродвигателем  через стандартную муфту, поэтому диаметр выходного конца вала Б должен быть согласован с диаметром вала электродвигателя: .

    Диаметр концевой части тихоходного вала, определяемый по формуле и должен быть сопоставлен с диаметром концевой части быстроходного вала: как правило,

Подборка  диаметра концевой части:

:а) по прочности  мм

б) по концентрации: мм

Принимаем

Подборка  диаметра концевой части по прочности:

: по прочности мм

Диаметр подшипников:

7)2)Общие  требования по конструкции валов редуктора.

    Установка  на одном валу деталей с различными посадками и типами соединений определяет ступенчатую конструкцию вала; перепад последовательных ступеней регламентирован условиями свободного прохода насаживаемых деталей до мест их посадок без задеваний и повреждений других участков и должен назначаться минимальным;

    Место  выхода из корпуса вращающегося  вала требует уплотнения подвижного соединения; для предохранения от вытекания из редуктора смазочного материала, а также для защиты от попадания извне пыли и влаги данные участки вала должны быть уплотнены и согласованы с размерами уплотнительного устройства и условиями их монтажа;

    Участок  вала под подшипники качения  должен соответствовать размерам  внутренних колец подшипников;  с целью унификации на обе цапфы вала обычно устанавливают подшипники одного типоразмера, несмотря на то, что требуемая работоспособность для них различна.

8)Выбор  подшипников качения.

8)1) Выбор типа и размера подшипника  качения.

    Рекомендуется  валы редуктора ставить на  подшипники нерегулируемых типов,  что упрощает сборку и увеличивает  надежность узла.

    К  такому типу относится, в частности,  шариковый радиальный однорядный  подшипник. Он предназначен для  восприятия радиальной нагрузки  и осевой, действующей в обоих  направлениях. Допускаемый взаимный  перекос осей колец до 8 минут.

    Роликовый  радиальный подшипник с короткими  цилиндрическими роликами также  может воспринимать радиальные  и осевые нагрузки. Допускаемый взаимный перекос колец до 2 минут, что предопределяет повышенные требования к жестокости валов, монтируемых на таких подшипниках. Данные типы подшипников имеют борты на кольцах,  которыми они воспринимают одностороннюю осевую силу. Величина осевой силы ограничивается силами трений на торцах роликов. Подшипники имеют разъемную конструкцию: кольцо с одним бортом отделяется и может монтироваться отдельно от двухбортного кольца, которое скреплено с сепаратором и роликами. Это свойство конструкции облегчает дефектацию узла.  Данный тип подшипника может передавать большие нагрузки, чем шариковый радиальный.

Таблица 7. Основные параметры радиальных однорядных шарикоподшипников  типа 0000:

Параметр		Обозначение	Вал редуктора
			Быстроходный	Тихоходный
Обозначение подшипника		-	207	209
Диаметр отверстия внутреннего кольца, мм		d	35	45
Диаметр наружной поверхности внешнего кольца, мм		D	72	85
Ширина подшипник, мм		B	17	19
Тело качения	Диаметр, мм		11,11	12,7
	Длина, мм
Диаметр заплечиков, мм	Вала		42	52
	Корпуса		65	78
Грузоподъемность, КН	Динамическая	C	25,5	33,2
	Статическая		13,7	18,6

8)2) Схема установки вала на двух опорах.

    Редукторные валы имеют по две опоры. Каждая опора обеспечивает определенное положение сопряженного с ней участка вала в радиальном направлении и кроме того может фиксировать вал в осевом направлении. Валы одноступенчатых цилиндрических редукторов являются короткими валами. В этой конструкции подшипник одной опоры предотвращает осевое смещение вала в одном направлении, а другой в другом и называется он «в распор». Перепад температур вала и корпуса приводит к тому, что вал в осевом и радиальном направлении расширяется больше, чем корпус. Поэтому для радиальных подшипников предусматривают осевой зазор а между крышкой и наружным кольцом подшипника 0,2…0,5 мм во избежание защемления тел качения. Необходимо также учитывать, что радиальное тепловое расширение узла в подобных устройствах не компенсируется осевым тепловым удлинением вала, и монтажный зазор в подшипнике будет изменяться.

9)Второй  этап эскизной компоновки.