- •1 Техническое задание
- •2 Кинематический и силовой расчёты привода
- •2.1 Общее кпд кинематической цепи привода
- •2.2 Требуемая мощность двигателя
- •4.2 Допускаемое напряжение изгиба:
- •0,56 Принимаем 1,
- •0,65 Принимаем 1,
- •5 Расчет закрытой цилиндрической передачи
- •8. Первая эскизная компоновка редуктора
- •8.2 Определение диаметров фланцевых болтов
- •8.3 Определение размеров крышек подшипников.
- •10 Подбор подшипников на валы
- •13 Задание характера сопряжений деталей в редукторе
- •Список использованной литературы
8. Первая эскизная компоновка редуктора
8.1 Определение толщины стенки и размеров фланцев корпуса редуктора
Толщина стенки нижней части чугунного корпуса редуктора определяется [1, с.23]:
= 0,025 аw + 1 = 0,025·162+1 =5,05 мм;
где аw - межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи .
Из технологических соображений принимают = 8 мм;
Толщина стенки крышки корпуса
1 = 0,9· = 0,9· 8 = 7,2 мм;
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора: по торцу колеса принимают равным , по радиусу
· =1,2· 8 =10 мм;
8.2 Определение диаметров фланцевых болтов
Диаметры фундаментальных болтов, [1, с.23];
d1>=0,03aw + 12 = 0,03· 162 + 12 = 16,86 мм;
Диаметры болтов, скрепляющих фланцы корпуса у подшипников:
d2>=0,7d1 = 0,7· 16,86 = 11,802 мм;
Диаметры болтов, скрепляющие тонкие фланцы основания корпуса и крышки:
d3 >= 0,5· d1 = 0,5· 16,86 =8,43 мм;
Принимаем:
d1гост = 20 мм;
d2гост = 12 мм;
d3гост = 10 мм.
Ширину бобышки фланцев корпуса редуктора задают достаточным для размещения на них головки болта и гайки (по таблице 6.1).
Таблица 6.1
-
Диаметры резьб болтов
М10
М12
М20
Ширина фланца или бобышки, мм
28
33
48
Расстояние от наружной поверхности стенки
корпуса до оси болта, мм
16
18
25
8.3 Определение размеров крышек подшипников.
Таблица 6.2 -Размеры крышек подшипников І, ІІ и ІІІ валов.
Диаметр отверстия в корпусе под подшипник D,мм |
56 |
52 |
80 |
Диаметр винта крышки, мм |
8 |
6 |
8 |
Количество винтов крышки, шт. |
4 |
4 |
4 |
Толщина фланца крышки, мм |
8 |
6 |
8 |
Ширина фланца крышки, мм |
16 |
12 |
16 |
9. Проектировачные (приближенные) расчеты валов І, ІІ.
I вал:
а = 73 мм, b = 48 мм, с= 48 мм.
Момент на валу Т3 = 340 Нм,
Fb=856,6 H;
Окружная сила:
Ft3= Ft4= 2T3/d3 =2340*103 /67,5=10074 Н;
Радиальная сила:
Fr3 =Fr4=Ft3 tg / cosβ= 10074 tg20 cos0=3666,63H;
Осевая сила:
Fx3 =Ft3 tgβ= 0 H;
Строим эпюр от крутящих моментов
NI = T3 = 340 Нм;
МBY =0;
RAY*(b+c) - Ft3 *c=0;
.
МAY =0;
Ft3×b- RBY ×(b+c)=0;
МBХ=0;
-RAX ×(b+c) + Fr4× c + Fb(a+b+c)=0
.
МAХ=0;
RBX ×(b+c) - Fr3× b Fb× a=0
.
Н ·м
Н м;
Н м;
Н м;
Н м;
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «улучшение».
В = 880 МПа.
Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений:
.
;
;
.
окончательно принимаем:
dA=dB= dподш =35 мм;
dC = 36 мм;
dD=30 мм.
II вал:
b = 49 мм, c =50 мм, e=74мм
Ft4 =Ft3=10074 H;
Fr4 =Fr3=3666,63 H;
МАY=0
;
МBY =0;
;
∑МАX =0;
-Fr4 ×b +RBX( b + c ) =0
H
МBX =0;
-RAX( b + c ) + Fr4 × c =0;
;
ΜлСХ = -RАX · b= -1851,83 · 49= -90,74 Н·м.
ΜпрСХ = -RBX · c= -1814,79 ·50= -90,74 Н·м.
Вал предполагается изготовить из стали 45, термообработка '' улучшение''.
В = 880 МПа. .
Н ·м
=348,468 Н ·м
Н ·м
Н ·м
Н ·м
;
;
;
окончательно принимаем:
dподш=dB=dA= 40 мм;
dc=42 мм;
dD= 34 мм;