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.

9)1)Схемы  сборки одноступенчатых редукторов.

    В  конструкции с осевой сборкой  зубчатые колеса редуктора монтируют с одной стороны в стенки корпуса, а с другой – в отъемной крышке, зафиксированной на корпусе контрольными штифтами. Конструкция обеспечивает удобную механическую обработку корпуса, здесь удобен и монтаж. Для проверки зацепления колес и для осмотра внутренней полости редуктора предусматривают смотровой люк.

    В  конструкции с радиальной сборкой  корпус состоит из двух частей  с разъемом в плоскости осей  зубчатых колес, части корпуса  фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Как и другие системы радиальной сборки, эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочные отверстия под подшипники валов обрабатывают в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхностей стыка.

    Уплотнение  стыка связано с некоторыми  затруднениями. Упругие прокладки  применять нельзя, чтоб не нарушить  цилиндричность посадочных гнезд  под подшипники; необходима притирка  поверхностей стыка и применение  герметизирующих составов. Особенно  трудно добиться уплотнения одновременно  по плоскому стыку и по наружным  цилиндрическим поверхностям подшипников.  Во избежание разборки стыка  при эксплуатации в корпусе необходимо предусмотреть смотровой люк.

    В конструкции со смешанной радиально-осевой сборкой корпус снабжен крышкой с плоскостью разъема, расположенной выше гнезд под подшипники валов. Сборку ведут в следующем порядке: заводят в корпус зубчатые колеса, продевают валы через ступицы колес, монтируют подшипники.

9)2)Способы  монтажа редуктора.

    В  технике принимаются следующие  способы монтажа редуктора:

• Крепление на лапах.
• Фланцевое крепление.
• На валу машины с моментным рычагом.

    Выходной  вал: сплошной со шпонкой; полый  со шпоночным пазом, без паза, но со стяжной муфтой на  концевой части.

9)3)Тенденции в развитии корпусных деталей редукторов.

    На  рис показана традиционная конструкция  редуктора:

• Имеется разъем, выполненный в плоскости расположения осей валов;
• Все приливы под подшипниковые гнезда выполнены снаружи;
• Очертания крышки выполнено радиусами, размеры которых определены размерами корпуса и зубчатых колес редуктора;
• Наличие ребер жесткости; болтовых соединений для скрепления крынки с корпусом.

    В  настоящее время конструкция  корпуса редуктора во многом определяется габаритными и монтажными требованиями. Для редукторов малых средних размеров используют иные конструктивно-технологические решения. Основные отличия между традиционной и современной конструкцией состоят в следующем:

• Форма корпуса максимально приближена к параллелепипеду, никаких выступающих частей, кроме концов валов, все приливы внутри корпуса. Данное решение расширяет количество монтажных позиций редуктора в системе машинного агрегата.
• Отказ от разъема в плоскости осей валов зубчатой передачи. Данное решение повышает герметичность корпуса, снижает количество корпусных деталей, требующих тщательной взаимной пригонки, повышает жесткость корпуса, снижает количество крепежных деталей.
• Отказ от различных маслозащитных колец, сальников, канавок для стекания масла.
• Максимальная экономия металла: минимальная по условиям технологии, жесткости толщина стенок; приливы для каждого винта отдельно; минимальные зазоры между деталями и корпусом; недопущение завышения размеров крепежных деталей; отказ от ребер жесткости.

    Конструкция  редуктора Ижевского машиностроительного  завода данным требованиям отвечает  лишь в некоторой степени.

10)Шпоночные  соединения с призматическими  шпонками.

10)1)Назначение  шпонок и характеристика соединения.

    С  помощью шпонки соединяемая деталь  фиксируется на валу в окружном  направлении. Это позволяет передать  вращающий момент от вала к соединяемой детали и наоборот. В осевом направлении ступица шпонкой не фиксируется. Это осуществляют иными конструктивными решениями: буртиком вала, гайкой, упором в торец, установочным винтом или другими способами. Исключение осевого перемещения шпонки при эксплуатации достигается ее установкой в глухой паз, получаемый фрезерованием пальцевой фрезой. При установки шпонки в открытый паз, например получаемый дисковой фрезой, возникает необходимость осевой фиксации шпонки, например винтом.

    Недостаток  – трудность обеспечения взаимозаменяемости  шпонок; ослабление валов пазами  и концентрацией напряжений формой  паза. Особенно резко это проявляется  на полых валах с отношением диаметра отверстия к диаметру вала:

Применение  силовых шпонок на таких валах  почти исключается.

    Данные  шпонки создают ненапряженный  тип соединения: после сборки  в деталях не возникает монтажных напряжений от шпонки.

10)2)Указания  к расчету шпоночных соединений.

    Под  действием вращающего момента  в теле шпонки возникают напряжения смятия на боковых гранях шпонки. Принятая схема распределения нагрузки является условной. В связи с неизбежным перекосом шпонок, давление распределяется по высоте рабочей части грани резко неравномерно, в результате чего изгибающий момент, стремящийся вывернуть шпонку из паза вала, невелик. Кроме того, на рабочих гранях шпонки возникают силы трения, препятствующие выворачиванию шпонки из паза вала. Поэтому в шпонках стандартного сечения напряжения изгиба малы; не является обязательной и проверка прочности шпонки на срез. Последняя учтена при стандартизации размера шпонок.

    Основным  расчетом для шпоночного соединения  является расчет по напряжениям  смятия в зоне контакта:

 

  где  - результирующая сила, действующая на боковую грань шпонки:

 

    - площадь смятия боковой грани; - расчетный крутящий момент; расчетное значение плеча результирующей силы, действующей на шпонку. Ввиду условности расчета допустимо определять площадь смятия:

 

- длина рабочей поверхности  шпонки.

 В этом случае для неподвижных  шпоночных соединений рекомендуют  назначать допускаемы напряжения  на смятие из расчета:

= 0,8, при статической нагрузке;

=0,55, при пульсирующей нагрузке;

=0,4, при знакопеременной нагрузке.

подвижных соединений допускаемые  напряжения будут иными.

Значение  принимается для наименее прочного материала деталей соединения: шпонки, вала, ступицы. Для ступицы из чугуна марки С418-36, =130 МПа. Шпонки обычно изготавливаются из чистотянутой стали 45 с =350 МПа. Допускается применять другую сталь с временным сопротивлением разрыву 590…700 МПа.

    Часто  площадь смятия определяют как  площадь поверхности выступающей  части шпонки:

 

    При  учете в соединении «вал-ступица»  натяга расчетный крутящий момент:

 

  где. Т – вращающий момент  на валу; – момент, передаваемый за счет сил сцепления от посадки с гарантированным натягом.

11)Расчет  подшипников качения на долговечность.

11)1)Расчет  на долговечность

Расчет исключает  усталостное выкрашивание поверхностных слоев колец и тел качения.

Рис 8. К расчету подшипников качения на долговечность:

Последовательность  расчета:1) Вычисляются силы, действующие  на вал. Силы в зацеплении:

Окружная: = Н

Радиальная: Н

где - угол профиля исходного контура - угол наклона линии зуба.

Осевая: Н

 

 

 

2)Вычисляют  радиальные реакции опор в  плоскости YOX и ZOX. Левую опору обозначим символом А, правую опору- символом В.

Вертикаль:

Ƹ

Ƹ

Горизонт:

Ƹ

Ƹ

   Радиальные реакции в плоскостях YOX и ZOX обозначаем  соответственно через с указанием индекса опоры: Находят суммарные радиальные реакции для каждой опоры:

 

 

 Вычисляют осевые силы, нагружающие  подшипники. Предполагается устройство  подшипниковых узлов установкой  подшипников «враспор»: левая  опора А воспринимает внешнюю осевую силу и является шарнирно неподвижной опорой; опора В – плавающая; в опорах установлены радиальные однорядные подшипники качения. На этом основании осевые силы на подшипник будут:

т.е. осевая нагрузка на подшипник А равна внешней осевой силе.

4)Вычисляют  эквивалентную динамическую нагрузку  для постоянного режима нагружения.

Для неподвижной  опоры:

где коэффициенты Х радиальной и Y осевой нагрузок находят в следующем порядке

- колечко вращения=1;

;

Опора А (плавающая:

 

х=1 и у=0

       

       Опора В:  

х=,у=

1); - статическая грузоподъемность ПТ вала. По этой величине определяю вспомогательный е=0,518 (=

 

5)

 

P=(1

Расчет ресурса  в часах.

6)Находят   расчетный ресурс подшипника  по формуле:

36000 ч.

Подшипник выбран, верно.

7)Проверяют пригодность подшипника: если расчетное значение ресурса больше требуемого, равного 36000 часов, то условие пригодности соблюдается. В противном случае можно принять другой тип подшипника и др.

12) Проверочные расчеты валов.

-Методические  указания устанавливают методы  расчета на статическую прочность  валов и расчет валов на  усталостную прочность.

12)1)Исходные  данные для расчета.

1)Наименование  вала - Быстроходный

2)Момент крутящий (Нм) :

-Максимальный кратковременный:

-Номинальный  длительный:

-Относительный  кратковременный момент: ?=2,8

3)Расчетный  срок службы вала неограниченный;

4)Механические  характеристики материала: 

-Марка стали  40XH

-Способ термической обработки: улучшение

-Твердость  сердцевины: 

-Предел прочности,  МПа: 

-Предел текучести  при изгибе, МПа: 

-Предел текучести  при кручении, МПА: 

-Предел выносливости  при изгибе, МПа: 

-Предел выносливости  при кручении, МПа:

-Коэффициент  чувствительности к асимметрии  цикла:

нормальных  напряжений:

касательный напряжений:

5)Минимально  допускаемые коэффициенты запаса  прочности:

-По пределу  текучести, (

По пределу  выносливости: (S)=2

 

12)2)Расчет вала на статическую прочность.

    Данный  расчет следует производить по  максимальному кратковременно действующему  моменту с учетом внешних сил и моментов.

    Последовательность  расчета:

1)Определение изгибающих моментов и построение эпюр:

нарисовать  с тетради

• Определяем значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала:

Плоскость YOX слева: Н.м.

Справа: -11885,4+205521=193635,4Н.м.

Колесо:

Плоскость ZOX справа:

Слева:

Результирующий  изгибающий момент в сечении Ƹ :Суммарный:

 

 

Построение эпюры крутящих моментов: В шпоночном соединении на концевой части вала за центр приложения крутящего  момента принимают середину линии  контакта шпонки с сопрягаемой деталью. В зубчатом зацеплении за центр приложения крутящего момента принимают  середину ширины зубчатого венца  шестерни. Передача крутящего момента  происходит вдоль вала от середины ступицы полумуфты до середины венца  шестерни.

4)Напряжения  в расчетных сечениях: Нормальное  напряжение без учета  от силы :

 

Касательное напряжение:

определяются  раздельно для каждого намеченного  к расчету сечения. Коэффициент  пропорциональности? учитывает то обстоятельство, что значения моментов определены для  случая длительно действующей нагрузки.

    Моменты  сопротивления сечений:

• для вала, ослабленного одной призматической шпонкой:

 

 

 

 

Вывод: прочность  обеспечена.

12)2)Расчет  вала усталостную прочность.

    Кратковременные  пиковые нагрузки, число циклов  нагружения от которых невелико, не влияют на сопротивление  усталости вала и в расчете не учитываются.

Последовательность  расчета:

1)Назначают  опасные сечения: 

 

 

2)Рассчитывают  амплитуды и средние значения  напряжений цикла: 

• напряжения в расчетном сечении:

 

• напряжения  кручения:

 

3)Усталостные  характеристики вала: Эффективный  коэффициент концентрации напряжений

 

 

 и 

        4)Факторы  снизающие выносливость детали.

 а) Масштабный фактор: Т.к. определены для действительного размера вала.

б) Шероховатость  поверхности: для

 

в) Упрочняющие технологии: Т.к. упрочняющие технологии отсутствуют

г) Концентрация напряжений: Т.к. сечение три, два  концентрата напряжения Гантель  и посадка с натягом более  прочной учитывают посадку с натягом.

                              

общий фактор влияния

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Порядок черчения сборочного чертежа редуктора:

Первый  этап чертежа эскизной компоновки: