Ескізне компанування приводу

Тихохідний вал

Розрахунок проводимо у вигляді перевірки коэфіцієнта запасу міцності, визначається коэфіцієнт запасу міцності та порівнюеться з допустимим значенням .

За результатами розрахунку вала побудуємо епюри сил та згинаючих моментів, діючих на вал.

Сили, діючі на вал : ;

1.1 Горизонтальна площина:

а) визначуваний опорні реакції:

б) будуємо епюру моментів, що вигинають :

а) визначуваний опорні реакції:

б) будуємо епюру моментів, що вигинають :

Швидкохідний вал

Розрахунок проводимо у вигляді перевірки коэфіціента запасу міцності, визначаеться коэфіціент запаса міцності та порівнюеться з допустимим значенням .

За результатами розрахунку вала побудуемо епюри сил та згинаючих моментів, діючих на вал.

Сили, діючі на вал :

1.1 Горизонтальна площина:

а) визначуваний опорні реакції:

б) будуємо епюру моментів, що вигинають :

Вертикальна площина:

а) визначуваний опорні реакції:

б) будуємо епюру моментів, що вигинають :

Швидкохідний вал

Для забезпечення точності і жорсткості установки черв'яка в задану точку при великих осьових зусиль застосовуємо роликові радіально-упорні підшипники. Попередньо приймаємо підшипник №7608 - кульковий радіально-упорний легкої широкої серії. Зовнішній діаметр мм, внутрішній діаметр , ширина внутрішнього кільця , спільна робоча ширина підшипника , параметр навантаження динамічна вантажопідйомність кН.

Необхідна довговічність:

Кутова швидкість вала рад/с;

Діаметр посадочних поверхонь валу d=40 мм

На опори валу діють сили:R_r1=5500 H, R_r2=4500H, F_a=1800 H

Попередньо приймаемо конічний роликовий підшипник легкої вузької серії №7208

Для цього підшипника виписуемо слідуючі данні: d=40 мм, D=80мм, T_H=20, α=14, C_r=42400 H, C_0r=32700 H, e=0.38, Y=1.56, Y₀=0.86.

Осьові складові від радіальних навантажень:

R_S1=0.83∙e∙ R_r1=0.83∙0.38∙5500=1748 H, (9,1)

R_S2=0.83∙e∙ R_r2=0.83∙0.38∙4500=1430 H,

Осьові сили навантажуючі підшипники, R_S1> R_S2 та F_a>0

Тоді у відповідності з таблицею : Rа₁=RS1=1748 H, (9,2)

Rа₂= Rа₁+ F_a=1748+1800=3548 H

Визначимо відношення е= .

Відношення що більше тоді залишаемо раніше прийняте значення .

Єквівалентна динамічна загрузка. Приймаемо значення коєфіціентів K_б=1,25 К_т=1

Тоді R_e1=5500∙1.25=4400 H. R_e2=(0.4∙4500+1.565∙3548)∙1.25∙1=9190 H

Требуемая грузоподъемность

кН. (9,4)

Так як С_тr<C_r то попередньо намічений підшипник подходитю.Если побір підшипника виробляють із складання необхідної і розрахункової довговічності,то визначаємо ресурс попередньо обраного конічного роликового підшипника №7208

Так як розрахункова довговічність більше потрібної (13521>10000),то підшипник годний.

Табл. 10.1. – Допустимі напруження для матеріалу сталь 45, (Па)

Припустимо небезпечні перерізи:

- шпонковий паз ( у місті з’єднання колеса з валом );

- опора підшипника - В (круглий переріз ).

, (10,1)

де: ;

- коефіцієнт запасу за нормальними та дотичними напруженнями

, (10,2)

, (10,3)

де: - амплітуди навантажень циклу;

- середнє навантаження циклу.

Виходячи з формул 10.1.2 та 10.1.3 отримуємо:

, (10,4)

, (10,5)

Напруження в небезпечних перерізах визначають так:

, (10.6.)

, (10.7.)

де: - згинаючий момент;

- осьовий та полярний момент опору перерізу вала ( рис. 10.1.

Рис. 10.1. – Осьові та полярні моменти опору різних перерізів валів

Границі витривалості валу в перерізі, що розглядається:

, (10.8.)

, (10.9.)

де: - границі витривалості гладких зразків при симетричному циклі згину та кручення, (табл. 10.1.)

- коефіцієнти концентрації напружень для заданого перетину валу.

, (10.10.)

, (10.11.)

де: - ефективні коефіцієнти концентрації навантажень;

- коефіцієнт впливу шорсткості, (табл. 7.11. Дунаєв);

- коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення, (табл. 7.12. Дунаєв).

10.1. Розрахунок на міцність тихохідного валу редуктора

10.1.1. Розрахунок на міцність перетину шпонкового пазу

;

;

;

;

;

;

;

;

;

.

За формулою

За формулою 10.11.:

Границі витривалості валу:

За формулою 10.8.:

За формулою 10.9.:

За формулою 10.6.:

За формулою 10.7.:

За формулою 10.4.:

За формулою 10.5.:

За формулою 10.1.:

10.1.2. Розрахунок на міцність перетину опори підшипника

;

;

;

;

;

;

;

За формулою 10.10.:

За формулою 10.11.:

Границі витривалості валу:

За формулою 10.8.:

За формулою 10.9.:

Осьовий та полярний моменти опору перетину валу:

За формулою 10.6.:

За формулою 10.7.:

За формулою 10.4.:

За формулою 10.5.:

За формулою 10.1.:

10.2. Розрахунок на міцність швидкохідного валу редуктора

10.2.1. Розрахунок на міцність перетину опори підшипника

;

;

;

;

;

;

;

.

За формулою 10.10.:

За формулою 10.11.:

Границі витривалості валу:

За формулою 10.8.:

За формулою 10.9.:

Осьовий та полярний моменти опору перетину валу:

За формулою 10.6.:

За формулою 10.7.:

За формулою 10.4.:

За формулою 10.5.:

За формулою 10.1.:

Корпуса черв’ячних редукторів конструюють двох видів : нероз’ємні та роз’ємні. Бокові кришки нероз’ємних корпусів центрують за перехідною посадкою,та закріпляють з корпусом винтами.

Розраховуємо товщину стінки корпуса:

(11,1)

Приймаємо мм.

Товщина стінок кришки редуктора:

(11,2)

Кількість фундаментних болтів приймаємо 6 штук

Діаметр фундаментних болтів:

Приймаємо діаметр болтів М16.

(11,3)
Діаметр болтів, що з'єднує фланці корпуса й кришки:

Мінімальні зазори від поверхні корпуса або кришки до поверхні вершин колеса рівні:

(11,4)

до торця колеса:

Розміри визначаючі розподіл болтів що з'єднує фланці корпуса й кришки:

(11,5)

Ширина фланця:

(11,6)

Товщина ребер основи корпуса:

Товщина ребер кришки:

Товщина нижнього пояса корпусу:

Найменший зазор між зовнішньою поверхнею колеса та стінкою корпуса: за діаметром -

Параметри обраних болтів:

М16 – К_і=39 , с_і=21

М10 - К_і=28 , с_і=16

Підбір деталей редуктора

Для передачі крутного моменту на швидкохідному валу застосовуємо шпонкові з'єднання. Вибір шпонки виробляємо по діаметру валу.

Для тихохідного і швидкохідного валів (Ø35, Ø40 иØ38 мм) приймаємо шпонки призматичні:

Шпонка 10x8x63 ГОСТ 23360-78.Шпонка 14x9x63 ГОСТ 23360-78 – для маточини,

Шпонка 20x12x63 ГОСТ 23360-78 – для колеса.

Для вентиляції редуктора застосовуємо віддушину [3 с.47] .

Для контролю мастила приймаємо дві різьбові пробки діаметру 10 мм розташовані по нижньому і верхньому рівню масла. Зливна Пробка М20х12 ГОСТ 9150-81.

Для зливання мастильного матеріалу використовуємо пробку з циліндричним внутрішнім шестигранником по ГОСТ 9150-81

Вибір системи змащювання

Мастило застосовується для зменшення втрат на тертя і зниження інтенсивності зносу поверхонь, що труться, а також для оберігання їх від заїдання, корозії і кращого відведення теплоти поверхонь деталей, що труться. Для змазування передачі застосовуємо систему картера мастила.

Приймаемо масло із в’язкістю v=15

Картерное змазування застосовують при окружної швидкості зубчастих коліс і черв'яків до 12,5 м/с. При більш високих скоро-я стях масло скидає з зубів відцентрова сила і зачеплення! працює при недостатньому змазуванні. Крім того, помітно] зростають втрати потужності на перемішування олії, підвищує- | ся його температура.

Вибір мастильного матеріалу заснований на досвіді експлуатації машин.

Переважне застосування мають олії. Принцип призначення сорти олії наступний: чим вище окружна швидкість колеса, тим менше мусить бути в'язкість масла і чим вище контактні напруги в зачепленні, тим більшою в'язкістю має характеризуватися масло. Тому необхідну в'язкість масла на - я ределяют залежно від контактного напруження і окружної швидкості коліс

Після розрахунку обираемо Авіаціоне масло МС-20

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Деталі машин. Курсове проектування., М, Вища школа, 1990 р.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструювання вузлів і деталей машин., М, Вища школа, 1985 р.

3. Гузенков П.Г. Деталі машин., М, Вища школа, 1982 р.

4. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкцій редукторів., ДО,

Вища школа, 1979 р.

5. Іванов И.Н. Деталі машин. К.: Вища школа, 1984. 336 з

• ⇐ Назад
1
23