Сдам Сам

ПОЛЕЗНОЕ


КАТЕГОРИИ







ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ





 

Диаметры валов находим по формуле

 

 

где:[t]K - пониженное допускаемое напряжение при кручении, принимаем [t]K = 15 МПа, тогда

мм, принимаем 20 мм

Диаметр вала под подшипником

 

dп = d + 2t

 

где t – высота буртика. Принимаем t = 2,5 мм.

dп = 20 + 2× 2,5 = 25 мм

Диаметр тихоходного вала под звёздочку

мм, принимаем 25 мм

Диаметр вала под подшипником dп = 30 мм,

диаметр вала под колесом dк = 35 мм.

 

КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

 

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выполнять ступицу, поэтому конструктивно принимаем вал-шестерню.

Цилиндрическое колесо выполняем кованым.

Диаметр ступицы колеса принимаем

Dст = 1,25 D = 1,25 × 35 = 56 мм, конструктивно принимаем 55 мм.

Длина ступицы L = 1,35…1,85 D = 1,55…1,85 ×35 = 50 мм

Толщина обода d = (3…4)m = 4 × 1,5 = 6 мм., принимаем 10 мм.

 

РАСЧЁТ РЕАКЦИЙ ОПОР И ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ

ТИХОХОДНОГО ВАЛА

 

На вал действуют силы в вертикальной плоскости:

Fr – радиальная сила на шестерне (колесе);

Fa – осевая сила на шестерне (колесе);

В горизонтальной плоскости:

Ft – окружная сила на шестерне (колесе);

Fм – окружная сила от муфты;

Исходные данные:

d = 0,206 м, l1 = 0,06 м, l2 = 0,06 м, l3 = 0,08 м,

 

Fr = 548,88 Н, Fa = 253,85 Н, Ft = 1486,82 Н, Fзв = 2312,36 Н

 

Реакции опор в вертикальной плоскости

Сумма моментов в точке А равняется 0:

SМАу = 0 -Frl1 – Fa0,5d + RВy(l1 +l2) - Fзв(l1 +l2 +l3) = 0;

 

Сумма моментов в точке В равняется 0:

 

SМВу = 0, Frl2 – Fa0,5d + RАy(l1 +l2) - Fзвl3 = 0;

Проверка: SУ = 0, -RAy - Fr +RBy – Fзв = 0;

 

1516,75 - 548,88 + 4377,99 – 2312,36 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

 

Му2слева = - RAyl1 = - 1516,75 · 0,06 = - 91,00 Нм

Му2справа = - Fзв(l2+l3) + RByl2 = -2312,36 · 0,14 + 4377,99 · 0,06 = - 61,05 Нм

Му3 = - Fзвl3 = - 2312,36 · 0,08 = - 184,98 Нм

 

Реакции опор в горизонтальной плоскости

Сумма моментов в точке А равняется 0:

 

SМАх = 0, -Ftl1 + RBx(l1 + l2) = 0;

Н


 

Эпюры изгибающих и крутящего моментов тихоходного вала

Сумма моментов в точке В равняется 0:

 

SМВх = 0, Ftl2 - RAx(l1 + l2) = 0;

Н


Проверка: SX = 0, RAx - Ft +RBx = 0;

 

743,41 – 1486,82 + 743,41 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

 

Мх2 = RAхl1 = 743,41 · 0,06 = 44,6 Нм

 

Суммарные реакции опор в подшипниках:

 

Н

Н

 

Опасное сечение находится под подшипником

Концентратор напряжений – посадка с натягом

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

Нм

 

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ

 

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений определяем расчётный коэффициент запаса прочности S и сравниваем его с допускаемым [S]=1,3…2,1 [1]:

 


где: Ss и St - коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям

 

; ,

 

где: (s-1)D, (t-1)D – пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении;

sa, ta – амплитуды напряжений цикла;

sm, tm – средние напряжения цикла;

ys, yt - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

 

; ,

 

где:s-1,, t-1 – пределы выносливости материала вала для гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;

(Ks)D,(Kt)D – коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

Коэффициенты (Ks)D и (Kt)D вычисляются по формулам:

 

; ,

 

где: Кs, Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;

KF - коэффициент влияния шероховатости;

Kv – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

При симметричном цикле напряжений изгиба и отнулевом цикле касательных напряжений

 

, sm = 0; , tm=0

 

где:Wн и Wк – осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала.

Выбираем материал приводного вала – сталь 45, термообработка – нормализация:

s-1 = 350 МПа, t-1 = 210 МПа, табл. 10.2 [1]

Кs = 4,1 для посадки с натягом, табл. 10.9 [1];

Кt = 2,9 для посадки с натягом, табл. 10.9 [1];

Kd = 0,7 при диаметре вала d = 45 мм, табл. 10.3 [1];

KF =1,15 при Ra = 0,8…3,2 мкм, табл. 10.3 [1];

Kv = 1,0 при данной термообработке, табл. 10.5 [1].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

(МПа)

(МПа)

Осевой момент сопротивления сечения вала

Wнетто = 0,1d3 = 0,1 · 453 = 9112,5 мм3

Полярный момент сопротивления сечения вала

Wкнетто = 0,2d3 = 0,2 · 453 = 18225 мм3

Амплитуды напряжений цикла

(МПа) (МПа)

Коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям

;

Расчётный коэффициент запаса прочности в опасном сечении

³2,1

Вал имеет достаточный запас прочности

 

ВЫБОР И РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ

 

Поскольку со стороны цилиндрического зацепления на опоры действуют значительные радиальные и некоторые осевые нагрузки, то для установки валов выбираем шариковые однорядные радиальные нагрузки, способные также воспринимать некоторую осевую нагрузку. Сема установки опор валов «враспор»

Выполняем расчёт подшипников на долговечность. Предварительно выбираем подшипники 309 Сr = 52,7 кН; Сr 0= 30,0 кН

Rа = 4440,65 Н, Rb = 1689,13 Н; Fа = 253,85 Н, n = 291 мин-1

Осевая сила направлена на опору В

Находим отношение

Fa/Cr0 = 253,85/30000 = 0,086

X = 0,56 Y = 2,03 e = 0,2

Fa1/VFr = 253,85/ 1 · 4440,65 = 0,057, значит Х= 1, Y = 0

Fa2/VFr = 253,85/ 1 · 1689,13 = 0,15£0,2, значит Х= 1, Y = 0

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

 

Реа = (VXFr +YFa)КбКт = (1· 1 · 4440,65) 1,25 · 1 = 5550,81 Н

 

где V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V = 1;

Fr – радиальная нагрузка на подшипник;

Fa – осевая нагрузка на подшипники;

Кб – коэффициент безопасности. Кб = 1,25;

Кт – температурный коэффициент. При температуре ниже 100 °С,

Кт = 1.

Более нагружена опора В

Базовая долговечность предварительно выбранного подшипника

 

(млн. об.) или в часах

 

где р = 3 для шариковых подшипников

 

(ч)

 

49013 ³ 10000

Поскольку базовая долговечность предварительно выбранных подшипников больше требуемой, то данные подшипники подходят.

 


ВЫБОР МУФТЫ

 

Для соединения выходного вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту.

Муфта упругая втулочно-пальцевая

250 – 32 - I.1 – У3 ГОСТ 21424 – 75

Номинальный крутящий момент – 250 Нм;

диаметры соединяемых валов 32 и 32 мм;

исполнение полумуфт - цилиндрическое и коническое;

категория климатического исполнения – У3.

МУВП получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако они имеют небольшую компенсирующую способность и при соединении несоосных валов оказывают большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро выходя и из строя.

Радиальная сила, вызванная радиальным смещением, определяется по соотношению

 

Fм = CDr D r

 

где D r – радиальное смещение, мм (табл. К21 [2])

CDr – радиальная жёсткость муфты, Н/мм (табл. 10.27 [2]), зависит от диаметра посадочного места муфты.

Fм = 0,3 · 1260 = 378 Н

 

РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

 

В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так, чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5…10 мм. Сечение шпонки выбирается по диаметру вала.

Выбранную шпонку проверяют на смятие по формуле

 

 

где: Т – крутящий момент на валу, Н ×мм;

d – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм;

t1 – глубина паза вала, мм;

lр – рабочая длина шпонки, мм; при скруглённых торцах шпонки lр = l-b, где l – длина шпонки, b – ширина шпонки;

[sсм] – попускаемое напряжение смятия. При стальной ступице 100…120 МПа, при чугунной 50…60 МПа.

1. Шпонка 12 х 8 х 50

(МПа) £ 100 МПа

2. Шпонка 16 х 10 х 63

(МПа) £ 100 МПа

Выбранные шпонки подходят

ВЫБОР МАСЛА

 

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Для редуктора общего назначения применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным методом – окунанием. Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.

Выбор сорта масла зависит от расчётного контактного напряжения sн и фактической окружной скорости.

Контактное напряжение sн = 353,35 МПа.

Окружную скорость определяем по формуле:

(м/с)

По табл. 10.29 [2] выбираем масло И-Г-А-46 ГОСТ 17479.4-87

индустриальное, для гидравлических систем, без присадок, класса кинематической вязкости 41…51 сСт при 40 °С.

Объём заливаемого масла определяем из расчёта 0,5…1,0 литра на 1 кВт мощности. Vм = 2,5 л3.

Поскольку Vs ³ 1 м/c, то смазывание подшипников происходит за счёт масляного тумана. Для свободного проникновения масла полость подшипника должна быть открыта внутрь корпуса.

Для контроля уровня масла имеется фонарный маслоуказатель.

При работе зубчатой передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей. Оно стареет, его свойства ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие и сливная пробка.

 

ВЫБОР ПОСАДОК

 

Для того чтобы редуктор хорошо работал, требуется правильно выбрать посадки в соответствии со служебным назначением деталей и узлов.

Для внутренних колец подшипников, которые вращаются вместе с валом, выбираем прессовую посадку k6, наружные кольца должны свободно проворачиваться в корпусе, поэтому их посадка Н7.

Для установки колеса выбираем посадку с небольшим натягом Н7/n6 или H7/m6.

 

ПОРЯДОК СБОРКИ РЕДУКТОРА

 

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора очищают и покрывают краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора.

Сначала запрессовывают шпонки, затем надевают колесо и запрессовывают подшипники. На валы надевают маслоудерживающие манжеты.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух диагонально расположенных штифтов и затягивают болты.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде.

Для нормальной работы роликовых подшипников следует следить, чтобы вращение подвижных элементов (внутренних колец) происходило легко и свободно, с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Это достигается с помощью регулировки, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемые под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец.

 


ЛИТЕРАТУРА

 

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985. 416 с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высшая школа, 1991. 432 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х томах. М.: Машиностроение, 1973.







Что способствует осуществлению желаний? Стопроцентная, непоколебимая уверенность в своем...

Что делает отдел по эксплуатации и сопровождению ИС? Отвечает за сохранность данных (расписания копирования, копирование и пр.)...

Что делать, если нет взаимности? А теперь спустимся с небес на землю. Приземлились? Продолжаем разговор...

ЧТО И КАК ПИСАЛИ О МОДЕ В ЖУРНАЛАХ НАЧАЛА XX ВЕКА Первый номер журнала «Аполлон» за 1909 г. начинался, по сути, с программного заявления редакции журнала...





Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте:


©2015- 2024 zdamsam.ru Размещенные материалы защищены законодательством РФ.