Проектирование технологических процессов

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание № 3. Вариант 6

Задача 1

Болты, стягивающие втулку, нагревают до 180°, затем вводят в отверстие и заворачивают гайки до соприкосновения с фланцами (не затягивая). При остывании болты стягивают втулку (тепловая затяжка). Определить усилие затяжки одного болта Fзат , если задан его диаметр М6. Температура окружающего воздуха составляет 20 °С. Принять, что в процессе сборки болты охлаждаются Дt =22°С, фланцы считать недеформируемыми и их нагрев не учитывать. Болты рассматривать как стержни постоянного сечения d.

Решение

Определим перепад температур в процессе сборки:

°С.

Температурные напряжения будут равны:

,

где б = 12М10-6 мм/°С -коэффициент линейного расширения материала болтов, Е = 2,1М105МПа -модуль упругости для стали.

Напряжения при затяжке равны температурным напряжениям, т.е.:

,

где А -площадь поперечного сечения болта,

.

Определим требуемое усилие затяжки:

Н.

Задача 2

Определить ширину зубчатых колес передачи, нагружаемой предохранительным устройством на 80% от номинальной нагрузки. Подобрать двигатель. Выполнить рабочий чертеж колеса передачи. Дано: m=4мм, z1=22, z2=78, d =3 мм, с =46мм, t =6мм.

Решение

Составляем расчетную схему привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектируем штифт предохранительного устройства. При срабатывании предохранительного устройства штифт должен срезаться, смятие не допускается. Определим момент, передаваемый штифтом по формуле[2]:

,

где [ф] =420 МПа - допускаемое напряжение среза для закаленного штифта из стали 45.

Проверим штифт на смятие по формуле:

,

следовательно, нормальная работа предохранительного устройства обеспечена.

Определяем передаточное число:

.

Определим межосевое расстояние передачи:

Определяем делительные диаметры:

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. по таблице 8.8 [1] назначаем для колеса термообработку: улучшение НВ230…260; ув =850 МПа, ут =550 МПа, для шестерни -улучшение НВ260…280; ув =950 МПа, ут =700 МПа, при этом обеспечивается приработка зубьев.

Определяем допускаемые контактные напряжения. По таблице 8.9 [1] предел контактной выносливости для колеса уно = 2НВ+70 = 2М250+70 = 570 МПа, аналогично для шестерни уно = 2М270+70 = 610 МПа; коэффициент безопасности sн =1,1, принимаем коэффициент долговечности КHL =1. Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как более слабому по формуле 8.55 [1]

.

Допускаемые напряжения изгиба. По таблице 8.9 [1] для колеса принимаем [уF]=1,8НВ=1,8М240=432МПа, для шестерни [уF]=1,8НВ =1,8М 270=486МПа. Коэффициент безопасности по этой же таблице sF =1,75. коэффициент долговечности kFL =1, коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки kFC =1, т.к. передача не реверсивная.

Получаем допускаемые напряжения изгиба по формуле 8.67 [1]

сборка напряжение срез расстояние

для колеса ,

для шестерни .

Предварительно назначаем двигатель асинхронный с частотой 980 об/мин.

Определим коэффициент нагрузки , окружная скорость при этом определяется по формуле

,

по таблице 8.2 [2] назначаем 8-ю степень точности, а по таблице 8.3 [2] коэффициент динамической нагрузки kнv =1,16, а коэффициент концентрации нагрузки kнв =1,04 при шbd =1.

Определим ширину зубчатого колеса передачи из условия прочности по контактным напряжениям:

.

Ширина шестерни при этом

.

Требуемая мощность двигателя:

Принимаем двигатель 4А180М6У3 с номинальной мощность Рдв=18,5 кВт и частотой n=980 об/мин.

Выполним проверочный расчет зубчатой передачи по напряжения изгиба по формуле 8.19 [1]:

,

где YF -коэффициент формы зуба, по графикам на рисунке 8.20 [1], при коэффициенте смещения x = 0, находим YF1 =4,1, YF2 =3,75;

Ft -окружная сила,

;

kF -коэффициент нагрузки,

.

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше . в нашем случае

, ,

расчет выполняем по колесу.

Получаем , условие прочности соблюдается.

Задача 3

По данным задачи 2 рассчитать ведомый вал редуктора и подобрать для него по ГОСТу подшипники качения. Расстояние между подшипниками задается. Привести рабочий эскиз вала.

Решение

Назначаем материал вала сталь 45, термообработка -улучшение, ув =750МПа, ут =450МПа.

Определим усилия в зацеплении:

-окружная сила на колесе,

-радиальная сила.

По формуле (стр. 261, [2]) оцениваем средний диаметр вала при допускаемом напряжении кручения [ф] =15МПа:

.

Разрабатываем конструкцию вала: диаметр в месте посадки колеса dк =60 мм, диаметр в месте посадки подшипников dп =55 мм, диаметр в месте посадки муфты dм =50 мм.

Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала, полагая, что редуктор может быть использован как редуктор общего применения (стр. 263 [2] ): .

Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (стр. 262, [1]). Рассмотрим вертикальную плоскость.

откуда ,

, ,

откуда

Рассмотрим горизонтальную плоскость илу Fр прикладываем так, чтобы она увеличивала прогиб от окружной силы.

, откуда

,

, откуда

.

Строим эпюру суммарного изгибающего момента:

Из эпюры суммарных изгибающих моментов видно, что опасным сечением является сечение под зубчатым колесом, ослабленное шпоночным пазом. Напряжения изгиба в опасном сечении будут равны:

а напряжения кручения -

Определим коэффициенты, входящие в формулу для определения запасов сопротивления усталости [1]:

а) пределы выносливости

б) амплитуды постоянных и переменных составляющих цикла напряжений

в) эффективные коэффициенты концентрации напряжений

г) масштабный фактор Кd = 0,7;

д) фактор шероховатости КF =0,9;

е) коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла на сопротивление усталости шу =0,1, шф =0,05.

По формулам (стр. 267 [1] ) находим запасы сопротивления усталости:

по изгибу ,

по кручению ,

совместного действия

таким образом, прочность вала обеспечена. По этим условиям диаметры вала можно сохранить, однако этот вопрос нельзя решить без расчета подшипников.

По диаметру, принятому в проектном расчете, предварительно принимаем шариковый радиальный подшипник легкой серии № 212 по ГОСТ 831-75 [3], у которого динамическая грузоподъемность С=40,3кН.

Определяем радиальную нагрузку действующую на подшипник в опоре А, как более нагруженной:

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку, действующую на подшипник по формуле:

где X =1, Y =0 -коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно (стр. 294 [1]);

V =1 -коэффициент вращения (стр. 292 [1]);

Кб =1,2 -коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

Кт =1 -температурный коэффициент.

Динамическую грузоподъёмность данного подшипника определим по формуле (стр.291 [1]):

Следовательно, подшипник выбран правильно.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Список использованной литературы

1. Иванов М.Н. Детали машин.-М.: Высшая школа, 1984.-336с., ил.

2. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцев Б.С. Расчёты деталей машин. - Мн.: Выш. шк., 1986. - 400 с.

3. Детали машин в примерах и задачах под ред.С.Н.Ничипорчик и др. М.:Высшая школа, 1981. - 432 с.

Размещено на Allbest.ru