Расчет механизмов ременной передачи

6. Расчет механизмов ременной передачи

 

6.1. Винтовое крепление разгрузочной втулки .

 

 Имеет место нагружение болтового соединения сдвигающей силой и моментом в плоскости , перпендикулярной плоскости стыка (крутящим моментом из-за потерь в подшипниках пренебрегаем ) . Размеры (с листа) D=95 мм , d=52 мм , d_в=72 мм , h=63 мм.

 Момент , открывающий стык , равен :  (F=2524Н).

 Геометрические параметры сечения стыка (рис.7):

 Момент инерции сечения относительно оси x :

 

 Площадь стыка :

 

Эпюры сжимающих напряжений ,возникающих в стыке , их наибольшие значения равны соответственно :

 

где z=4 - число винтов.

где коэффициент внешней нагрузки , здесь принято  =0,2 (чугунные детали).

 Необходимое усилие затяжки F_зат может быть определено из условия не раскрытия стыка (сдвига разгрузочной втулки произойти не может) :

 откуда:

где _min=1,5 мПа - минимальное допускаемое сжимающее напряжение в стыке .

Расчетная нагрузка на болт:

 

 

 ( =0,2)

 Назначаем класс прочности винта 4.8 , тогда его диаметр:

 

где [s]=2 - запас прочности (контролируемая затяжка) ;

 _T=320 мПа - предел текучести материала винта .

Принимается винт M8.

6.2. Расчет подшипников.

 

 Эквивалентная нагрузка на подшипники разгрузочной втулки :

 где V=1.2 - коэффициент , учитывающий , что вращается наружное кольцо.

Два подшипника 209 , С_r=33200Н . Подшипники рассматриваются как один двухрядный. Суммарная динамическая грузоподъемность С’_с= С_r^.1,625=53950Н . Ресурс подшипника при вероятности безотказной работы P=0.9 и наибольшей возможной частоте вращения n=

819 мин^-1:

 час.

 

6.3. Крепление крышки шкива.

 

 Через крышку на шкив передается через шлицевое соединение крутящий момент с тихоходного вала , наибольшее значение которого T=64Нм. Передача момента осуществляется через поверхность трения в форме кольца , диаметр под болты d=102мм. Тогда необходимая сила затяжки :

где k=1,5 - коэффициент запаса ;

 z=4 - число болтов;

 f=0,15 - коэффициент трения (чугун по чугуну).

 Как видно из вычислений пункта 4.1 , для такой силы подходит винт М8 класса прочности 4.6 , при контролируемой затяжке .

7. Расчет шлицевых и шпоночных соединений

 

7.1. Расчет шлицевого соединения

 

Шлицевое соединение 6x21x25 передает крутящий момент с тихоходного вала на крышку шкива . Шлицевые соединения , нагруженные только крутящим моментом , рассчитываются только по напряжениям смятия :

где Kз=0,7 - коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям;

 z=6 - число зубьев;

 h=0,5(D-d)-2f=1,4 мм - рабочая высота зуба ( f=0,3 ) ;

 d_ср=0,5(D+d)=23 мм - средний диаметр соединения;

 l - рабочая длина шлицев;

 [_см]=60 МПа - допускаемое напряжение смятия , назначается по рекомендациям [5] , причем берется пониженное значение т.к. соединение будет испытывать дополнительный износ при реверсировании .

 Тогда рабочая длина шлицев определяется как :

 Длина шлицевого конца принимается равной 20 мм .

7.2. Расчет шпоночных соединений.

 Шпонка , осуществляющая передачу момента с вала электродвигателя на быстроходный вал и шпонки , передающие момент с обгонных муфт на колеса стандартные для этих агрегатов (узлов) , поэтому их расчет проводить не нужно . Необходимо провести расчет шпонки , передающей момент с колеса на быстроходный вал . Наибольший передаваемый момент T=69Нм (без учета к.п.д. узлов коробки) ,размеры шпонки 6x6x40.

 Напряжения смятия в шпонке:

 [5]

где d=30 мм=0,03 м - диаметр вала;

 k=0.5 - коэффициент погружения шпонки в вал;

 h=6 мм - рабочая высота шпонки;

 l=l_полн-b=34 мм - рабочая длина шпонки.

 Так как шпонка стандартная , ее прочность ограничивается напряжениями смятия а не среза , поэтому расчет по напряжениям среза не проводится .

8.Расчет посадки с натягом

 Минимальное необходимое давление натяга находится из условия не раскрытия стыка. Геометрические размеры: d=30 мм , d₂=50 мм , l=27 мм , L= 57 мм . Радиальная сила F=342Н (см. 4.3.2. ). Палец изготовлен из стали 45 , втулка (крышка редуктора) - из чугуна СЧ20. Тогда условие не раскрытия стыка запишется как (см. [5]) :

где р - расчетное давление в запрессованном соединении ;

 M=FL=342^.0,057=19.5 Нм - момент , раскрывающий стык.

 Из этого условия находится необходимое давление р :

 Необходимый минимальный натяг N находится по формуле Ляме:

 где С₁=0,7 - для не пустотелого стального вала ;

  

_=0,25 коэффициент Пуассона материала втулки

E₁=2^.10⁵ - модуль упругости материала вала ;

E₂=1^.10⁵ - модуль упругости материала втулки ;

Необходимый минимальный измеренный натяг равен :

где  - поправка на микронеровности

R_a1=0,8- средняя высота микронеровностей поверхности вала ;

R_a2=1,6- средняя высота микронеровностей поверхности отверстия .

Для данного минимального натяга выбирается посадка H7/t6 - N_min=20 мкм.

 Проверка соединения на прочность производится по материалу втулки , как менее прочному . Наибольшее давление в соединении находится как (см. формулу Ляме) :

где N_max - максимальный натяг данной посадки .

 Эквивалентное напряжение в соединении:

 

 Здесь используется _в а не _т поскольку чугун хрупкий материал и разрушается без заметных пластических деформаций .

9. Выбор системы смазки и масла

 

 Для выбора смазки необходимо определить наибольшую окружную скорость. При частоте вращения n=2850 мин^-1 она равна:

где d₁ - делительный диаметр большей шестерни .

 V<12,5 м/c , следовательно можно применять картерную смазку с частичным погружением зубчатых колес в масло , смазывание передачи осуществляется взвесью частиц масла в воздухе (масляным туманом) , образующимся при работе передачи .

 Выбор масла производится по наибольшим возникающим в передаче контактным напряжениям . Их можно оценить зная твердость HRC ( cм. 3.3.) по эмпирической зависимости:

 Тогда по рекомендациям [1] находится рекомендуемая кинематическая вязкость масла ^.10^-6 .. 60м²/с ^.10^-6. Для работы в коробке передач назначается масло И-50А (^.10^-6 ..^.10^-6 м²/с .) ГОСТ 20799-75.

Список литературы:

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа ,

 1985.

2.   Детали машин: Атлас конструкций в 2 ч. / Под ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение , 1979.

3.   Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение , 1982

4.   Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя : В 3 т. - М.: Машиностроение , 1980-1982.

5.   Иванов М.Н. Детали машин / Под ред. Финогенова В.А. - М.: Высшая школа ,1998.

6.   Решетов Д.Н. Детали машин - М.: Машиностроение , 1989.

7.   Буланже А.В. , Палочкина Н.В. , Фадеев В.З. Проектный расчет на прочность цилиндрических и конических зубчатых передач. - М.: МГТУ , 1992.

8.   Иванов В.Н. , Баринова В.С. Выбор и расчеты подшипников качения. - М.: МВТУ , 1988.

9.   Ряховский О.А. , Иванов С.С. Справочник по муфтам. - Л.: Политехника ,1991.

10. Годик Е.И. , Хаскин А.М. Справочное руководство по черчению. - М.: Машиностроение , 1974.