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°.
- Вал передает момент Т1=
- В зацеплении со стороны колеса на шестерню действуют силы:
окружная сила 
Н
радиальная сила 
, где α- угол зацепления.
- 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=
- В зацеплении со стороны колеса на шестерню действуют силы:
окружная сила 
Н
радиальная сила 
, где α- угол зацепления.
- 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).
- 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
- 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.