Проектный расчет
|
Параметр
|
Значение
|
Шестерни (с индексом 1)
|
Колеса (с индексом 2)
|
Межосевое расстояние
|
140
|
Модуль зацепления
|
2
|
Угол наклона зубьев
|
9,69632
|
Ширина зубчатого венца
|
48
|
45
|
Число зубьев
|
23
|
115
|
Диаметр делительной
окружности
|
46,67
|
233,33
|
Диаметр окружности
вершин
|
50,67
|
237,33
|
Диаметр окружности
впадин
|
41,87
|
228,53
|
Проверочный расчет
|
Параметр
|
Допускаемые значения
|
Расчетные значения
|
Контактные напряжения
|
514,3
|
476,64
|
Напряжения изгиба
|
шестерни
|
294,065
|
97,62
|
колеса
|
255,955
|
106,15
|
|
|
|
|
|
|
4.4.2
Проверка прочности передачи редуктора при перегрузках
Поверим
выполнение условия прочности передачи при перегрузках:
, .
Исходные
данные
– расчетное контактные напряжения, – расчетные напряжения изгиба на
колесе, – расчетные напряжения изгиба на
шестерне, – предел текучести для стали шестерни, – предел текучести для стали колеса, [Дунаев табл. 24.9., с. 417] – коэффициент
перегрузки (- максимальный вращающий момент, - номинальный вращающий
момент).
Расчет:
,
, ,
,
,
.
Следовательно,
условия прочности выполняются.
5. Проектный
расчет и конструирование валов, предварительный выбор подшипников качения
5.1 Проектный
расчет и конструирование валов
1. Выбор
материала валов.
В качестве
материала валов (как быстроходного, так и тихоходного) применим марку стал 45
со следующими характеристиками: , , .
2. Выбор
допускаемых напряжений на кручение.
Проектный
расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е.
при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность
напряжений во времени. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета
допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: . Так как для быстроходных валов
используют меньшие значения , а для тихоходных –
большие, то для дальнейшего расчета быстроходного вала принимаем , для тихоходного – .
3. Определение
геометрических параметров ступеней валов.
Редукторный
вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней
которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.
Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры
каждой ступени вала: ее диаметр и длину .
Определение
геометрических параметров ступеней тихоходного вала-шестерни цилиндрического.
1-я
ступень
под элемент открытой передачи (шкив клиноременной передачи):
диаметр
ступени ,
где – крутящий момент, равный вращающему
моменту на валу,
- допускаемое напряжение на кручение,
следовательно, , округлив до ближайшего
стандартного значения, получаем ;
длина ступени
, округлив до ближайшего стандартного значения,
получаем ,
размер фаски , определяемый в зависимости от диаметра
.
Вал конструируем
коническим. Для крепления шкива на валу имеется участок с резьбой (А.Е. Шейнблит «Курсовое
проектирование деталей машин», табл. 10.9, стр. 189). Для крепления шкива
на валу используем круглую шлицевую гайку с
параметрами:
.
Для фиксации
используем стопорную многолапчатую шайбу с
параметрами:
.
2-я
ступень
под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
диаметр
ступени , где - высота
буртика, определяемая в зависимости от ,
, так как ступень под подшипник, то ее
диаметр должен соответствовать внутреннему диаметру подшипника, т.е. при
делении на 5 должно получиться целое число,
следовательно, , что соответствует
стандартному значению.
Длина ступени
, округлив до ближайшего стандартного
значения, получаем .
3-я
ступень
под шестерню:
диаметр
ступени , где -
координата фаски подшипника, определяемая в зависимости от ,
, округлив до ближайшего стандартного
значения, получаем , длина ступени определится
графически на эскизной компоновке.
4-я
ступень
под подшипник:
диаметр
ступени ,
длина ступени
, где для
шариковых подшипников легкой серии с внутренним диаметром .
Определение
геометрических параметров ступеней быстроходного вала цилиндрического.
1-я
ступень
под полумуфту:
диаметр
ступени ,
где – крутящий момент, равный вращающему
моменту на валу,
- допускаемое напряжение на кручение,
следовательно, , округлив до ближайшего
стандартного значения, получаем ;
длина ступени
, округлив до ближайшего стандартного
значения, получаем , размер фаски , определяемый в зависимости от диаметра
. Вал конструируем коническим.
2-я
ступень
под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
диаметр
ступени , где -
высота буртика, определяемая в зависимости от ,
, так как ступень под подшипник, то ее
диаметр должен соответствовать внутреннему диаметру подшипника, т.е. при
делении на 5 должно получиться целое число,
следовательно, , что соответствует
стандартному значению.
Длина ступени
, округлив до ближайшего стандартного
значения, получаем , но, как показал
предварительный расчет, достаточно вала длиной .
3-я
ступень
под колесо:
диаметр
ступени , где -
координата фаски подшипника, определяемая в зависимости от ,
, округлив до ближайшего стандартного
значения, получаем , но, как показал
предварительный расчет, необходимо выбрать вал с .
Длина ступени
определится графически на эскизной компоновке.
4-я
ступень
под подшипник:
диаметр
ступени ,
длина ступени
, где для
шариковых подшипников легкой серии с внутренним диаметром .
5.2 Предварительный
выбор подшипников
Быстроходный
вал: так как передача цилиндрическая косозубая с межосевым расстоянием , то выбираем радиальные шариковые
однорядные подшипники легкой серии, установленные враспор (А.Е. Шейнблит
«Курсовое проектирование деталей машин», таблица 7.2, стр. 115), но, как
показал предварительный расчет, необходимо взять подшипник средней серии.
По таблице
К27. (А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», стр. 432)
по величине диаметра выбираем шариковый однорядный
подшипник 306 с геометрическими размерами: диаметр внутреннего кольца , диаметр наружного кольца подшипника , ширина шарикоподшипников ; динамической и
статической грузоподъемностью.
Тихоходный
вал: так как передача цилиндрическая косозубая с межосевым расстоянием , то выбираем радиальные шариковые
однорядные подшипники легкой серии, установленные враспор.
По таблице
К27. (А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», стр. 432)
по величине диаметра выбираем шариковый однорядный
подшипник 209 с геометрическими размерами: диаметр внутреннего кольца , диаметр наружного кольца подшипника , ширина шарикоподшипников ; динамической и
статической грузоподъемностью.
6. Компоновка
редуктора
6.1 Конструирование
зубчатого колеса
Конструируем
зубчатое колесо с выступающей в обе стороны ступицей. Заготовку колеса получают
свободной ковкой с последующей токарной обработкой.
Основные
геометрические параметры колеса:
– делительный диаметр,
– диаметр вершин зубьев,
– диаметр впадин зубьев,
– ширина венца,
– модуль зацепления
– диаметр третьей ступени тихоходного
вала.
Размеры
зубчатого колеса:
диаметр обода
,
толщина обода
,
ширина обода ,
фаска обода ,
внутренний
диаметр ступицы, равный диаметру третьей ступени тихоходного вала ,
наружный
диаметр ступицы ,
толщина
ступицы ,
длина ступицы
,
фаска ступицы
,
толщина диска
, но, так как необходимо чтобы , то возьмем .
На торцах
зубьев выполняем фаски размером , округлив до
стандартного значения, получаем .
Радиус
закруглений .
6.2 Конструирование
подшипниковых узлов
6.2.1 Внутренняя
конструкция подшипников
Геометрические
размеры подшипников 306 быстроходного вала: диаметр внутреннего кольца , диаметр наружного кольца подшипника , ширина шарикоподшипников .
Определим
следующие параметры: диаметр окружности, проходящей через центр тел качения ,
диаметр тел
качения ,
толщина колец
подшипника .
Геометрические
размеры подшипников 209 тихоходного вала: диаметр внутреннего кольца , диаметр наружного кольца подшипника , ширина шарикоподшипников .
Определим
следующие параметры: диаметр окружности, проходящей через центр тел качения ,
диаметр тел
качения ,
толщина колец
подшипника .
6.2.2 Крышки
подшипниковых узлов
Для
подшипников быстроходного вала выбираем врезную глухую крышку и врезную крышку
с жировыми канавками со следующими параметрами (А.Е. Шейнблит «Курсовое
проектирование деталей машин», табл. К18):
Для подшипников тихоходного вала
выбираем врезную глухую крышку и врезную крышку с жировыми канавками со
следующими параметрами:
Регулировка
подшипников производится установкой компенсаторных колец между наружным кольцом
подшипника и глухой крышкой. При этом между торцом наружного кольца подшипника
и крышки с отверстием оставляют зазор для компенсации тепловых деформаций . На сборочном чертеже этот зазор ввиду
его незначительности не показан.
6.3 Конструирование
корпуса редуктора
Габаритные
размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары
и кинематической схемой редуктора.
Толщина
стенок корпуса и ребер жесткости:
, где – вращающий
момент на тихоходном валу.
, округлив, получим .
6.3.1 Фланцевые
соединения
Крепежные
болты фланцев определили по табл. 10.17 (Шейнблит А.Е. «Курсовое
проектирование деталей машин», стр. 233) в зависимости от межосевого
расстояния редуктора .
1.
Фундаментный
фланец основания корпуса.
Предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме (плите).
Опорная поверхность фланца выполняется в виде двух длинных параллельно
расположенных платиков. Длина опорной поверхности платиков , ширина ; высота .
Места крепления болтов располагают на возможно большем (но в
пределах корпуса) расстоянии друг от друга . Проектируемый редуктор
крепится к раме (плите) четырьмя болтами, расположенными в нишах корпуса.
Используем
болты М14 с размерами:
, зависят
от толщины плиты.
Конструктивные
элементы фланца:
– ширина,
– координаты оси отверстия под болт,
– диаметр и глубина цековки под болты,
– диаметр отверстия под болт.
2.
Фланец
подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса.
Предназначен для соединения крышки и основания разъемных корпусов.
Высота фланца .
Подшипниковые стяжные болты ставят ближе к отверстию под подшипник
так, чтобы расстояние между стенками отверстия диаметром d02 и отверстия диаметром Do под выступ крышки было не
менее 3…5 мм при установке врезной крышки. Болт, расположенный между
отверстиями под подшипники, помещаем посередине между этими отверстиями.
Установим по
3 болта М12
с каждой стороны. Размеры болтов (Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование
деталей машин», табл. К2, стр. 398):
Конструктивные
элементы фланца:
– ширина,
– координаты оси отверстия под болт,
- диаметр и глубина цековки под болт,
– диаметр отверстия под болт.
3.
Соединительный
фланец крышки и основания корпуса.
Установим два соединительных болта на уровне подшипниковых болтов.
Используем
болты М10 с размерами (Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование
деталей машин», табл. К2, стр. 398):
Конструктивные
элементы фланца:
– ширина,
– координаты оси отверстия под болт,
– диаметр и глубина цековки под болт,
– диаметр отверстия под болт.
4.
Фланец
для крышки подшипникового узла.
Ширина
расточки под врезные крышки тихоходного вала ,
быстроходного – .
5.
Фланец
для крышки смотрового люка.
Размеры
сторон фланца, количество винтов и расстояние между ними устанавливают
конструктивно в зависимости от места расположения окна и размеров крышки;
высота фланца .
Используем
винт М6 с полукруглой головкой (Шейнблит А.Е. «Курсовое
проектирование деталей машин», табл. К4, стр. 400):
Конструктивные
элементы фланца:
– ширина,
– координаты оси отверстия под винт,
- диаметр и глубина отверстия под
головку винта, - диаметр отверстия под винт.
6.
Опорные
платики
Для
прикрепления к корпусу сливной пробки, маслоуказателя на крышке и основании
корпуса предусмотрены опорные платики (фланцы). Размеры сторон платиков должны
быть на величину больше размеров опорных
поверхностей прикрепляемых деталей. Высота платика .
6.3.2
Детали и элементы корпуса редуктора
1. Смотровой
люк
На верхней
крышке корпуса располагаем люк прямоугольной формы максимально возможных
размеров. Люк закрываем стальной крышкой из листов толщиной . Для того, чтобы внутрь корпуса не
засасывалась пыль, под крышку ставим полосы из резины толщиной 2 мм.
2.
Установочные штифты
Устанавливаем
два фиксирующих штифта на как возможно большем расстоянии друг от друга.
Диаметр штифта , где –
диаметр соединительного винта, тогда .
Параметры
штифта конического с внутренней резьбой (Шейнблит А.Е. «Курсовое
проектирование деталей машин», табл. К45, стр. 451):
.
3.
Отжимные винты
Диаметр
отжимных винтов принимаем равным диаметру соединительных болтов.
Параметры
отжимных винтов (Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»,
табл. К5, стр. 401):
4. Проушины
Конструируем проушину в виде ребра с отверстием.
Размеры проушины:
- толщина стенки корпуса, - диаметр отверстия, - радиус закругления проушины, - толщина.
5. Отверстия под маслоуказатель и сливную пробку
Форма и размеры отверстий зависят от типа выбранных маслоуказателя
и сливной пробки.
Дно делаем с уклоном 1…20 в сторону отверстия под
сливную пробку. У самого отверстия в отливке основания корпуса выполняем
местное углубление для стока масла и отстоявшейся грязи.
6.4 Смазывание.
Смазочные устройства
1.
Смазывание
зубчатого зацепления
Осуществляется
жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).
Сорт
смазочного масла для зубчатой передачи И-Г-А-68, так как , .
Объем
масляной ванны равен 2 л из расчета 0,6 л на 1кВт передаваемой
мощности.
Уровень
масла: , где -
модуль зацепления, - делительный диаметр колеса,
следовательно, .
Контроль
уровня масла осуществляется круглым маслоуказателем с параметрами . Маслоуказатель крепится винтами к основанию корпуса.
Для смены
масла в корпусе предусматривается сливное отверстие, закрываемое пробкой с
цилиндрической резьбой. Параметры пробки:,
, .
2.
Смазывание
подшипников осуществляется пластичными материалами, так как окружная скорость . Во избежание вымывания пластичного
смазочного материала жидким, применяемым для смазывания зацепления,
подшипниковые узлы изолируем от внутренней полости редуктора стальными шайбами.
Размеры шайб: на быстроходном валу – ; на тихоходном валу
– .
7. Подбор
и расчет муфт
1.
Определение расчетного момента и выбор муфт.
Для
соединения выходных концов тихоходного вала и приводного вала рабочей машины (тяговой
цепи) применена муфта с торообразной оболочкой. Эта муфта проста по конструкции
и обладает высокой податливостью, что позволяет применять ее в конструкциях,
где трудно обеспечить соосность валов, при переменных ударных нагрузках, а
также при значительных кратковременных перегрузках.
Основной
характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент , установленный стандартом. Муфты
выбираются по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту , который должен быть в пределах
номинального: , где -
коэффициент режима нагрузки, для скребкового конвейера ,
для расчета принимаем , – вращающий
момент на тихоходном валу редуктора, - номинальный момент.
.
Для того
чтобы был в пределах номинального, в качестве
номинального момента выбираем , которому
соответствует упругая муфта с торообразной оболочкой со следующими параметрами:
коническое отверстие диаметром , длиной ; габаритные размеры , ;
смещение радиальное , угловое , осевое .
Материал
полумуфт – сталь Ст3 (ГОСТ 380–88), материал упругой оболочки – резина с
пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм 2. при
предельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент от
нее не велики, поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками можно
пренебречь.
8. Расчет
валов на прочность
8.1 Расчетная
схема валов
Определение
реакций в опорах подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
(быстроходный вал).
Дано: , , , ,
, , .
1.
Вертикальная плоскость:
а) Определяем
опорные реакции, Н:
,
,
Проверка:.
б) Строим
эпюру изгибающих моментов относительно оси X, :
2.
Горизонтальная плоскость:
а) Определяем
опорные реакции, Н:
б) Строим
эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях
1…3, :
.
3. Строим
эпюру крутящих моментов:
.
4. Определяем
суммарные радиальные реакции:
,
.
5. Определяем
суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :
,
.
Определение
реакций в опорах подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
(тихоходный вал).
Дано: , , , ,
, , .
1.
Вертикальная плоскость:
а) Определяем
опорные реакции, Н:
,
,
.
Проверка:.
б) Строим
эпюру изгибающих моментов относительно оси X, :
2.
Горизонтальная плоскость:
а) Определяем
опорные реакции, Н:
б) Строим
эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях
2…4, :
.
3. Строим
эпюру крутящих моментов:
.
4. Определяем
суммарные радиальные реакции:
,
.
5. Определяем
суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :
.
8.2 Расчет
валов на усталостную прочность
Цель расчета
– определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить
их с допускаемыми: . Методика расчета описана в
учебном пособии Шейнблит А.Е., «Курсовое проектирование деталей машин»,
стр. 267–273.
1.
Расчет
быстроходного вала на усталостную прочность
На валу два
опасных сечения при суммарных изгибающих моментах в сечении 2-й ступени , 3-й -.
1) Опасное
сечение 2-й ступени под подшипником опоры, смежной с консольной нагрузкой.
Опасное
сечение 2-й ступени определяют два концентратора напряжений – посадка
подшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью (т. к.
) между 2-й и 3-й ступенью с буртиком , где , - диаметр 3-й ступени вала, .
Определяем
напряжения в сечении.
а) Нормальные
напряжения: , где - суммарный изгибающий момент во 2-м
сечении, - осевой момент сопротивления сечения
вала, следовательно, .
б)
Касательные напряжения:
, где -
полярный момент инерции сопротивления сечения вала,-
крутящий момент,
.
Определяем
коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений, учитывая, что вал
без поверхностного упрочнения:
, ,
где - эффективные коэффициенты концентрации
напряжений, - коэффициент влияния абсолютных
размеров поперечного сечения, - коэффициент влияния
шероховатости.
Для
ступенчатого перехода галтелью , (так как , , ), , тогда , а .
Для посадки
подшипника с натягом , а .
Так как > и >, то
для дальнейшего расчета будем использовать наибольшие значения отношений , а .
(,
вид механической обработки – шлифование),
, .
Определяем
пределы выносливости:
, ,
где и -
пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.
, .
Определяем
коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
; .
Определяем
общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
.
2)
Опасное
сечение 3-й ступени под шестерней.
Концентратор
напряжений (так как ) – ступенчатый переход
галтелью (т. к. )
между диаметром впадин шестерни и диаметром ступени с буртиком .
Определяем
напряжения в сечении.
а) Нормальные
напряжения: , где - суммарный изгибающий момент во 2-м
сечении, - осевой момент сопротивления сечения
вала, следовательно,
.
б)
Касательные напряжения:
, где -
полярный момент инерции сопротивления сечения вала,-
крутящий момент,
.
Коэффициенты
концентрации нормальных и касательных напряжений:
;
, (так
как , , ), ,
(,
вид механической обработки – обточка),
; .
, ,
где и .
Определяем
коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
; .
Определяем
общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
.
2.
Расчет
тихоходного вала на усталостную прочность
На валу одно
опасное сечение 3-й ступени с суммарным изгибающим моментом .
Концентрацию
напряжений 3-й ступени определяет шпоночный паз.
Определяем
напряжения в сечении.
а) Нормальные
напряжения: , где - суммарный изгибающий момент во 2-м
сечении, - осевой момент сопротивления сечения
вала (-диаметр ступени,,- параметры шпонки),
,
следовательно,
.
б)
Касательные напряжения:
, где -
полярный момент инерции сопротивления сечения вала,-
крутящий момент,
.
Определяем
коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений, учитывая, что вал
без поверхностного упрочнения:
, ,
где - эффективные коэффициенты концентрации
напряжений, - коэффициент влияния абсолютных
размеров поперечного сечения, (, вид механической обработки – обточка) –
коэффициент влияния шероховатости.
(для шпоночных пазов, выполненных
концевой фрезой).
, .
Определяем
пределы выносливости:
, ,
где и .
, .
Определяем
коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
; .
Определяем
общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
.
8.3 Расчет
валов на прочность при перегрузках
Цель
расчета: предупреждение
пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок
(например, пусковых).
Эквивалентное
напряжение:
, где , ;
, - предел текучести;
- изгибающий и крутящий моменты в опасном сечении
при перегрузке;
- коэффициент перегрузки; - максимальный вращающий
момент, - номинальный вращающий момент; [Дунаев таб. 24.9., с. 417]
1. Расчет быстроходного вала
на прочность при перегрузках.
, , , ; ;
;
; ;
;
;
условия прочности выполнены.
2. Расчет тихоходного вала
на прочность при перегрузках.
; , ;
;
;
;
условия прочности выполнены.
9. Проверочный
расчет подшипников
9.1 Схемы
нагружения подшипников
Схема
нагружения подшипников быстроходного вала
Схема
нагружения подшипников тихоходного вала
9.2 Расчет
подшипников по динамической грузоподъемности
Расчет
осуществляется по методике, описанной в учебном пособии А.Е. Шейнблита
«Курсовое проектирование деталей машин», задача 9, стр. 140–149.
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности
с базовой или
базовой долговечности с требуемой по условиям:,
Проверим
пригодность шариковых радиальных однорядных подшипников 306 быстроходного вала.
Исходные данные:
– частота вращения кольца подшипника,
– осевая сила в зацеплении,
, – реакции
в подшипниках.
Характеристика
подшипников:
– базовая динамическая
грузоподъемность,
– статическая грузоподъемность,
– коэффициент радиальной нагрузки,
– коэффициент вращения (при вращающемся
внутреннем кольце подшипника),
– коэффициент безопасности (при
нагрузке с умеренными толчками и вибрациями с кратковременными перегрузками до
150% от расчетной нагрузки),
– температурный коэффициент (при
рабочей температуре подшипника до ),
- коэффициент надежности (при
безотказной работе подшипников ),
– коэффициент, учитывающий влияние
качества подшипника и качества его эксплуатации (для шариковых подшипников при
обычных условиях работы).
Требуемая
долговечность подшипника . Подшипники
установлены по схеме враспор.
а) Определяем
отношение , где .
б) Определяем
отношение и по таблице 9.2. (А.Е. Шейнблит
«Курсовое проектирование деталей машин», стр. 145) находим интерполированием
коэффициент влияния осевого нагружения и
коэффициент осевой нагрузки .
в) По
соотношению выбираем формулу и определяем
эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:
.
г) Определяем
динамическую грузоподъемность ( – показатель степени
для шариковых подшипников):
,
Таким образом,
базовая грузоподъемность достаточна,
следовательно, подшипник пригоден.
д) Определяем
долговечность подшипника:
.
Следовательно,
с точки зрения обеспечения расчетной долговечности такое решение приемлемо.
Проверим
пригодность шариковых радиальных однорядных подшипников 209 тихоходного вала.
Исходные данные:
– частота вращения кольца подшипника,
– осевая сила в зацеплении,
, – реакции
в подшипниках.
Характеристика
подшипников:
– базовая динамическая
грузоподъемность,
– статическая грузоподъемность
– коэффициент радиальной нагрузки,
– коэффициент вращения (при вращающемся
внутреннем кольце подшипника),
– коэффициент безопасности (при
нагрузке с умеренными толчками и вибрациями с кратковременными перегрузками до
150% от расчетной нагрузки),
– температурный коэффициент (при
рабочей температуре подшипника до ),
- коэффициент надежности (при безотказной
работе подшипников ),
– коэффициент, учитывающий влияние
качества подшипника и качества его эксплуатации (для шариковых подшипников при
обычных условиях работы).
Требуемая
долговечность подшипника . Подшипники
установлены по схеме враспор.
а) Определяем
отношение , где .
б) Определяем
отношение и по таблице 9.2. (А.Е. Шейнблит
«Курсовое проектирование деталей машин», стр. 145) находим
интерполированием коэффициент влияния осевого нагружения и коэффициент осевой нагрузки .
в) По соотношению
выбираем формулу и определяем
эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:
.
г) Определяем
динамическую грузоподъемность ( – показатель степени
для шариковых подшипников):
,
Таким
образом, базовая грузоподъемность достаточна,
следовательно, подшипник пригоден.
д) Определяем
долговечность подшипника:
.
Следовательно,
с точки зрения обеспечения расчетной долговечности такое решение приемлемо.
10. Расчёт
шпоночных соединений на смятие
Используем
призматические шпонки, изготовленные из чистотянутой стали с (из стали 45). Длину шпонки выбираем из
стандартного ряда (табл. 13.15 Шейнблит А.Е.
«Курсовое проектирование деталей машин») так, чтобы она была меньше длины
ступицы насаживаемой детали на 5..10 мм. Сечение шпонки выбираем по величине соответствующего
диаметра ступени вала.
Призматические
шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяем на смятие. Условие
прочности: , где – окружная
сила на шестерне или колесе, Н; – площадь смятия, . Здесь – рабочая
длина шпонки со скругленными торцами, мм ( – полная
длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке); – стандартные размеры; – допускаемое напряжение на смятие, .
Примем (при колебаниях нагрузки)
Шпонка для
крепления полумуфты:
Диаметр и
длина соответствующей ступени тихоходного вала , ;
сечение
шпонки , ,
фаска 0,5, , ,
длина шпонки , .
,
Шпонка,
крепящая полумуфту, пригодна.
Шпонка для
крепления зубчатого колеса закрытой передачи:
Диаметр и
длина соответствующей ступени тихоходного вала , ,
сечение
шпонки (ширину шпоночного паза b для удобства обработки
принимаем одинаковой для 1-й и 3-й ступеней исходя из меньшего диаметра –
Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин», стр. 192), , фаска 0,5, , , длина шпонки ,
.
,
Шпонка,
крепящая зубчатое колесо, пригодна.
Шпонка для
крепления шкива открытой передачи:
Диаметр и
длина соответствующей ступени быстроходного вала , сечение шпонки ,
, фаска 0,5 мм, , ,
длина шпонки , .
,
Шпонка,
крепящая шкив, пригодна.
Список
литературы
1. Шейнблит А.Е.
«Курсовое проектирование деталей машин». Калининград, 2003.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.
«Конструирование узлов и деталей машин». М., 1998.