Проектирование элементов машиностроительного изделия

Компоновку вала проводим аналогично компоновке тихоходного вала.


8.3. Конструирование элементов корпуса редуктора
Корпус предназначен для размещения в нем деталей узла, для обеспечения смазки передач и подшипников, а также для предохранения деталей от загрязнения и для восприятия усилий, возникающих при работе. Он должен быть прочным и жестким, так как при деформации корпуса возможен перекос валов, который приводит к неравномерности распределения нагрузки по длине зубьев зубчатой передачи. Для увеличения жесткости корпуса в местах расположения подшипников предусматривают бобышки (массивные приливы) и ребра жескости.
Корпусные детали имеют сложную форму и металлоемки, их рекомендуется получать литьем из чугуна. Чугунные корпуса в редукторах способны поглощать шум и вибрацию.
Для удобства монтажа корпус проектируемого редуктора принимаем разъемным (см. рисунок 1). В горизонтальных редукторах плоскость разъема проходит по осям валов. Нижнюю часть корпуса называют основанием или корпусом, верхнюю – крышкой корпуса. Толщина стенки корпуса является основным конструктивным параметром.
Внутренние стенки корпуса сопрягаются радиусом .
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора (чертеж III этап компоновки) одноступенчатого цилиндрического редуктора может быть определена из соотношений:
 мм;

Принимаем
 мм.

Принимаем

Толщина ребер  мм.
Крепление корпуса к основанию производят резьбовыми деталями. Диаметр фундаментных болтов определяется из соотношения  мм.
;
принимаем болты М12, т.к.
Крепление крышки к корпусу редуктора осуществляется стяжными болтами (рисунок 6). Диаметр стяжных болтов:
подшипников  мм;
;
принимаем болты М8
соединяющих основание корпуса с крышкой
 мм.
;
принимаем болты М8

Ширина фланца должна быть достаточной для размещения в них головки болта:
 мм.

9. ПОДБОР ШПОНКИ
Для передачи вращающего момента от вала к ступице (или наоборот) и фиксации деталей на валу используется шпоночное соединение.
Основная деталь соединения – шпонка, устанавливается в паз вала и соединяемой детали. Размеры шпонок стандартизованы. Наиболее часто применяются призматические шпонки ГОСТ 22360-78 (рисунок 8).

Рисунок 8. Призматические шпонки
Размеры стандартной призматической шпонки , , , а также глубину шпоночного паза на валу выбираем в зависимости от диаметра вала и длины ступицы колеса по ГОСТ 22360-78.
Для диаметра размеры сечения шпонки = 12(8, глубина шпоночного паза в валу мм [9] c. 33.
Длину шпонки принимаем из стандартного ряда с учетом размеров поперечного сечения и .
мм

Принимаем из стандартного ряда [79] c. 232.
Рабочая длина шпонки:
.

После выбора размеров шпонки необходимо выполнить проверочный расчет шпоночного соединения на прочность по напряжениям смятия боковых поверхностей (рисунок 9) при рабочей длине шпонки со скругленными краями .
Рисунок 9. Расчетная схемасоединения призматическойшпонкой Условие прочности на смятие: ,

где  – допускаемое напряжение смятия для шпоночных соединений со ступицами из стали; МПа [9] c. 34.

10. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

Основными критериями работоспособности валов являются прочность и жесткость. Валы при работе испытывают циклически меняющиеся напряжения, приводящие к усталостному разрушению.
Основными расчетными нагрузками являются крутящий и изгибающий моменты.

Рисунок 10
Крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала, численно равен передаваемому вращающему моменту.
Проверочный расчет на сопротивление усталости производится после установления окончательной конструкции вала и его размеров в результате выполнения эскизной компоновки (рисунок 11).
При составлении расчетной схемы вал (рисунок 10) рассматриваем как прямой брус, лежащий на шарнирных опорах (рисунок 11).
На расчетную схему наносим все внешние силы, нагружающие вал, располагая их в соответствующих взаимно перпендикулярных плоскостях: горизонтальной и вертикальной .


Проверка:

Так как в вертикальной плоскости нагрузки симметричны, то


После определения опорных реакций, строим эпюры изгибающих моментов , и эпюру крутящего момента :
- в горизонтальной плоскости

- в вертикальной плоскости

В курсовой работе за опасное сечение рекомендовано принять сечение, ослабленное шпоночной канавкой.
Выберем для вала материал сталь 40Х. Механические характеристики стали приведены в таблице 5.
Таблица 5.
Механические характеристики сталей
Маркастали Диаметрзаготовки, мм, не менее Твердость НВ,не менее Механические характеристики, МПа 40Х Любой 200 730 500 280 320 200 
Рисунок 11. Расчетная схема тихоходного вала
Проверочный расчет на усталость заключается в определении фактического коэффициента запаса прочности в опасном сечении.
Коэффициент запаса усталостной прочности определяется по формуле:
,
где  – коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба;
 – коэффициенты запаса прочности по напряжениям кручения;
 – допускаемый коэффициент запаса прочности. [9] c.36.
Коэффициент запаса прочности определяются по формулам:
; ,
где ,  – пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения; [9] c. 35.
,  – коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости;
,  – амплитуды циклов изменения нормальных и касательных напряжений;
,  – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений рекомендуется принять:
; ; [9] c. 36.
,  – средние напряжения циклов изменения нормальных и касательных напряжений.
При расчете принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т.е.
, ,
а касательные – по отнулевому циклу
.
Здесь и  – максимальные нормальные и касательные напряжения в опасном сечении.
Максимальные напряжения в опасном сечении определяются по формулам
, ,
;
где , – суммарный изгибающий и крутящий моменты в опасном сечении;
 – осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения вала.
Моменты сопротивления сечений валов со шпоночной канавкой шириной и глубиной рассчитываются по зависимостям
, .



Суммарный изгибающий момент в сечении определяется выражением
,
где ,  – изгибающий момент в рассматриваемом сечении в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении определяются по зависимостям
; ,
где ,  – эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для концентратора – шпоночной канавки (таблица 6); [9] c. 38.
 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала в рассматриваемом сечении. При использовании легированных сталей для изготовления валов необходимо предусмотреть тонкое шлифование поверхностей, прилегающих к зонам концентрации напряжений, ; [9] c. 37.
 – коэффициент, учитывающий масштабный фактор (таблица 7); [9] c. 36.
 – коэффициент, учитывающий влияние поверхностного упрочнения. При отсутствии [9] c. 37.
Таблица 6.
Значения и для валов со шпоночной канавкой, выполненной концевой фрезой
, МПа 500 600 700 800 900 1000 1,8 1,9 2,0 2,15 2,25 2,4 1,4 1,6 1,75 1,9 2,0 2,2 Таблица 7.
Масштабный коэффициент
, мм 20 30 40 50 70 100 0,88 0,82 0,79 0,76 0,70 0,65 С учетом вышеприведенного


;

Т.о. прочность вала на усталость обеспечена.

ЛИТЕРАТУРА
ГОСТ 2.108.68 ЕСКД. Спецификация.
ГОСТ 8338-75 Подшипники шариковые радиальные однорядные.
Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 2003 – 447 с.
Ерохин М. Н. и др. Детали машин и основы конструирования / Под ред. М. Н. Ерохина. – М.: Колос .С, 2004. – 462 с.
Иосилевич Г.Б. и др. Прикладная механика: Учебник для втузов М.: Высш. школа, 1989.
Мовнин М. С., Израелит А. Б., Рубашкин А. Г. Основы технической механики. – СПб.: Политехника, 2003. – 286 с.
Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высшая школа, 1988. – 416 с.
Хруничева Т. В. Детали машин: типовые расчеты на прочность: учебное пособие. – М.: ИД «ФОРУМ»: ИНФРА-М, 2007. – 224 с.
Галилеев С.М., Паршина Л. В. Основы проектирования и конструирования. Методические указания. СПб.: СПбГИЭУ, 2008. – 45 с.
















2