МВ65-2
.pdf
- веденої dд2
19.Діаметри зовнішніх кіл зірочок, мм:
-ведучої De1
-веденої De2
20. Сили, що діють на ланцюг, Н:
-колова Ft
-відцентрова FV
-від провисання ланцюга Ff
21.Розрахункове навантаження на вали Fв, Н
22.Коефіцієнт запасу міцності S
dд2 |
= |
|
t |
180o |
|||
|
|
sin |
|
|
|
Z2 |
|
|
|
|
|
|
|
180 |
o |
|
|
|
|||
D |
= t ctg |
|
|
+ 0,7 |
- 0,31d , |
||||
|
|
|
|
|
|||||
e1 |
|
|
|
Z1 |
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
де t - див. п.11; |
|
|
|
|
|
||||
d1- діаметр ролика ланцюга |
|||||||||
(див. табл. 24) |
|
|
|
|
|
||||
|
|
180 |
|
|
|
|
|||
De2 |
|
|
|
|
|
+ 0,7 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
= t ctg |
|
|
Z2 |
|
- 0,31d1 |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Ft - |
див. п.13 |
|
|
|
|
|
|||
FV = qV 2 ,
де V - в м/с (див. п.13);
кг
q - в м (див. табл. 24)
Ff = 9,81× К f × q × a ,
де K f - коефіцієнт, що враховує
розташування ланцюга:
- при горизонтальномуK f = 6 ; - при нахиленому K f =1,5 ;
- при вертикальному K f |
= 1; |
||
q – в м (див. п.17) |
|
||
|
Fв = Ft + 2Ff |
|
|
S = |
Q |
³ [S ], |
|
|
|||
KдFt + FV + Ff |
|||
|
|
||
де Q - див. табл. 24;
Kд - див. п.1;
[S ] = 7...10 - коефіцієнт запасу міцності
- 22 -
ПРИКЛАД . РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ
Вихідні дані: передаточне число ланцюгової передачі uлп = 2,89 ; момент обертання на ведучій зірочці Т3 = 455,2 ×103 Н·мм; частота обертання ведучої зірочки n3 = 72,2 об/хв.; кутова швидкість ведучої зірочки ω3 = 7,56 рад/с.
Розв'язування
1. Динамічний коефіцієнт: при спокійному навантаженні приймаємо
Кд = 1.
2.Коефіцієнт Ка , що враховує вплив міжосьової відстані: при
а£ (30...50)×t маємо Ка = 1.
3.Коефіцієнт K H , що враховує вплив кута нахилу ланцюга: при куті
нахилу ланцюга менше 60o приймаємо K H = 1.
4.Коефіцієнт КР, що враховує спосіб регулювання натягу ланцюга: при періодичному регулюванні КР = 1,25.
5.Коефіцієнт Кзм , що враховує вплив способу змащення: при
періодичному змащенні Кзм = 1,2 .
6.Коефіцієнт періодичності роботи при однозмінній роботі Кп = 1.
7.Коефіцієнт Ке, що враховує умови експлуатації
Ке = Кд × Ка × КН × КР × Ксм × Кп = 1×1×1×1,25 ×1,2 ×1 = 1,5 .
8.Число зубців зірочок:
-ведучої Z3 = 31 - 2 ×uлп = 31 - 2 × 2,89 » 25 ³ 17 ;
-веденої Z4 = Z1 ×uлп = 25 × 2,89 = 72,25 .
Округляємо до найближчого цілого числа Z 4 = 72 .
Тоді фактичне uлп |
¢ |
= |
|
Z4 |
|
= |
|
72 |
|
= 2,88. |
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
Z3 |
25 |
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
Відхилення Du = |
|
u |
лп |
- u |
|
′ |
|
= |
|
|
2,89 - 2,88 |
|
×100% |
= 0,35% , що допустимо. |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
|
|
|
|
лп |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
2,89 |
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
uлп |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
9. Середнє |
|
|
|
|
|
|
|
|
допустимого тиску в шарнірі [Р] вибираємо за табл. |
||||||||||||||
|
значення |
|
|||||||||||||||||||||
23 при попередньо вибраному кроці ланцюга t та частоті обертання n3 . |
|||||||||||||||||||||||
Застосовуємо метод інтерполяції: |
при кроці |
ланцюга t |
= 12,5 мм при |
||||||||||||||||||||
n3 = 50 об/хв. маємо [Р] = 46 МПа, |
при n3 = 100 об/хв. маємо |
[Р] = 37 МПа; |
|||||||||||||||||||||
тоді n3 = 100 − 50 = 50 об/хв., [P] = 37 − 46 = −9 МПа;
- 23 -
[P] |
= |
[P] |
=50 ) |
+ ( 72,2 - 50 ) |
[P] |
= 46 + 22,2 − 9 » 42,00 МПа. |
( n3 =72,2 ) |
|
( n3 |
|
Dn3 |
50 |
|
Аналогічно при |
кроці ланцюга t = 50,8 мм при n3 = 50 об/хв. маємо |
|||||
[Р] = 27 МПа, |
при n3 = 100 об/хв. маємо [Р] = 22 МПа; n3 = 100 − 50 = 50 |
|||||
об/хв., [P] = 22 |
− 27 = −5 МПа; |
[P] |
= 27 + 22,2 − 5 = 24,78 МПа. |
|||
[P] |
= |
[P] |
=50 ) |
+ ( 72,2 - 50 ) |
||
( n3 =72,2 ) |
|
( n3 |
|
Dn3 |
50 |
|
|
|
|
|
|
||
Середнє значення допустимого тиску в шарнірі
[Р] = 42 + 24,78 = 33,39МПа. 2
10.Число рядів ланцюга m =1: рекомендується застосування однорядних
ланцюгів.
11.Крок ланцюга
t ³ 2,8 × |
|
Т3 × Ке |
|
× |
|
455,2 ×103 ×1,5 |
= 26,186 мм. |
||
3 |
|
Z3 ×[P] = 2,8 |
3 |
25 × 33,39 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||
За табл. 24 приймаємо найближче більше значення t та виписуємо всі параметри вибраного ланцюга.
Підбираємо ланцюг приводний роликовий однорядний ПР-31,75-88,50 за ДСТУ 13568-75, який має наступні параметри: крок t = 31,75мм; руйнуюче
навантаження Q = 88,5 кН; маса q = 3,8 кг/м; Аоп = 262 мм2; ВВН = 19,05мм;
d= 9,55 мм; d1 = 19,05мм; h = 30,2 мм; b = 46 мм.
12.Перевірка ланцюга за частотою обертання n3 £ [n3 ]: за табл. 25 в
залежності від кроку ланцюга t вибираємо [n3 ] та перевіряємо умову n3 £ [n3 ]. При t = 31,75мм маємо [n3 ] = 630 об/хв., тобто n3 = 72,2 об/хв. < [n3 ] = 630 об/хв. і умова за частотою обертання виконується.
13. Перевірка ланцюга на тиск Р в шарнірах за умовоюР £ [Р]. Допустимий тиск у шарнірах [Р] вибираємо за табл. 23 для вибраного ланцюга з кроком t та частотою обертання n3 .
Застосовуємо метод інтерполяції: при кроці ланцюга t = 31,75мм при n3 = 50
об/хв. маємо |
[Р] = 34 МПа, при n3 = 100 об/хв. маємо |
[Р] = 27 МПа; тоді |
||||
Dn3 =100 - 50 = 50 об/хв., |
D[P] = 27 - 34 = -7 МПа; |
|
||||
[P] |
=72,2 ) |
= [P] |
|
+ ( 72,2 - 50 ) - 7 = 34 + 22,2 - 7 » 30,89 МПа. |
||
( n |
( n =50 ) |
50 |
50 |
|||
3 |
|
|
3 |
|
||
|
|
|
|
|
||
Уточнюємо допустимий тиск за табл. 23, так як Z1 ¹ 17 :
- 24 -
[Р] = 30,89 ×[1 + 0,01× (Z3 -17)] = 30,89 ×[1 + 0,01× (25 -17)] » 33,36 МПа.
Швидкість ланцюга |
V = |
Z3 × t × n3 |
= |
25 × 31,75 × 72,2 |
» 0,96м/с. |
|||||||||||||||
60 ×103 |
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
60 ×103 |
|
||||||||||||
Колова сила |
F = |
T3 ×ω3 |
= |
|
455,2 × 7,56 |
= 3585Н. |
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
|
t |
|
|
|
|
V |
0,96 |
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
Розрахунковий тиск |
|
P = |
Ft × Ke |
= |
|
3585 ×1,5 |
» 20,53МПа. |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
Aоп |
262 |
|
|
|
|
|||||||||
Тоді P = 20,53МПа < [Р] = 33,36 МПа, |
|
тобто умова на |
тиск в шарнірах |
|||||||||||||||||
виконується. |
|
|
|
|
|
ZΣ = Z3 + Z 4 = 25 + 72 = 97 . |
||||||||||||||
14. Сумарне число зубців |
||||||||||||||||||||
15. Поправка |
D = |
Z 4 - Z3 |
= |
72 - 25 |
» 7,48 . |
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
2π |
2 × 3,14 |
|
|
|
|
|||||||||
16. Число ланок ланцюга визначаємо за формулою: |
|
|||||||||||||||||||
Lt = 2 × at |
+ 0,5 × ZΣ + |
|
|
|
|
, де at = 40 . |
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
at |
|
|||||||||
Після підстановки Lt = 2 × 40 + 0,5 × 97 + 7,48 = 128,69 . 40
Отримане значення округлюємо до парного числа ланок ланцюга Lt = 128 . 17. Уточнена міжосьова відстань
a= 0,25 ×t × Lt - 0,5 × ZΣ + 
(Lt - 0,5 × ZΣ )2 - 8 × D2 =
=0,25 ×31,75 × 128 - 0,5 ×97 + 
(128 - 0,5 ×97)2 - 8 × 7,482 =1239мм.
Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на 0,4%, тобто на 1239 × 0,004 » 5мм.
18. Діаметри ділильних кіл зірочок:
- ведучої dд3 = |
|
|
t |
= |
31,75 |
|
|
|
» 253 мм; |
|||||
sin |
180 |
|
sin |
180 |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
Z3 |
|
|
25 |
|
|
|
|
|||
- веденої dд4 = |
|
t |
|
= |
31,75 |
|
|
|
» 728мм. |
|||||
sin |
180 |
|
|
sin |
180 |
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
Z 4 |
|
|
72 |
|
|
|
|
|||
19. Діаметри зовнішніх кіл зірочок: - ведучої
- 25 -
|
|
180 |
|
|
|
|
|
De3 |
|
|
|
+ |
0,7 |
|
- 0,3 × d1 , |
|
|
||||||
= t × ctg |
|
Z3 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
де d1 = 19,05мм – діаметр ролика ланцюга; |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
180 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
De3 |
= 31,75 × ctg |
|
|
+ 0,7 |
|
- 0,3 ×19,05 |
» 268 мм; |
|
|||||||
|
|
|
25 |
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
- веденої |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
180 |
|
|
|
|
|
|
|
|
180 |
|
|
|
|
||
D |
e4 |
= t × ctg |
|
+ 0,7 |
|
- 0,3 × d = 31,75 × |
ctg |
|
|
+ 0,7 |
|
- 0,3 ×19,05 |
» 744 мм. |
|||||
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
Z 4 |
|
|
|
1 |
|
|
|
72 |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
20. Діаметри кіл впадин зірочок: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
- ведучої |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Di3 = dд3 - (d1 - 0,175 × |
|
) = 253 - (19,05 - 0,175 × |
|
|
|
|
|
)» 237 мм; |
||||||||||||||
dд3 |
253 |
|||||||||||||||||||||
|
- веденої |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Di4 = dд4 - (d1 - 0,175 × |
|
)= 728 - (19,05 - 0,175 × |
|
|
|
)» 714 мм. |
||||||||||||||||
dд4 |
728 |
|||||||||||||||||||||
|
21. Сили, що діють на ланцюг: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
- колова |
|
|
|
Ft = 3585Н; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
- відцентрова |
F |
= q ×V 2 |
= 3,8 × 0,962 » 3,5Н; |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
V |
|
|
|
|
= 9,81× K f × q × a , |
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
- від провисання ланцюга F f |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||
де K f |
- коефіцієнт, |
що враховує розташування ланцюга (при нахиленому |
||||||||||||||||||||
розташуванні ланцюга K f |
= 1,5). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
Тоді F f = 9,81×1,5 × 3,8 ×1,239 » 69Н. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
22. Розрахункове навантаження на вали |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
Fв = Ft + 2 × Ff |
= 3585 + 2 × 69 = 3723Н. |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
23. Перевірка за коефіцієнтом запасу міцності за формулою: |
|
||||||||||||||||||||
S = |
|
|
Q |
|
|
|
³ [S ], де S = |
|
88,5 ×103 |
|
|
= 24,2 ; |
||||||||||
Ft |
× Kд + FV + |
F f |
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
3585 ×1 + 3,5 + 69 |
|
|
|
|||||||||||||
[S ] - нормативний коефіцієнт запасу міцності (див. табл.25). |
|
t = 31,75мм при |
||||||||||||||||||||
Застосовуємо |
метод |
інтерполяції: |
при |
кроці |
ланцюга |
|
||||||||||||||||
n3 = 50 об/хв. |
маємо |
|
[S ] = 7,4 , |
при |
n3 = 100 об/хв. маємо |
[S ] = 7,8 ; |
||||||||||||||||
Dn3 =100 - 50 = 50 об/хв.; D[S ] = 7,8 - 7,4 = 0,4 ; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
[S ] |
|
|
= |
[S ] |
|
+ ( 72,2 - 50 ) + D[S ] = 7,4 + 22,2 |
0,4 |
» 7,58. |
|
|||||||||||||
72,2 ) |
|
|
|
|||||||||||||||||||
( n3 = |
|
( n3 =50 ) |
|
|
|
|
|
Dn3 |
50 |
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
- 26 - |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Тоді S = 24,2 > [S ] = 7,58, тобто умова за коефіцієнтом запасу міцності
виконується.
Отримані результати записуємо в таблицю.
Число зубців зірочок: |
|
- ведучої Z3 |
25 |
|
|
- веденої Z 4 |
72 |
Середнє значення допустимого тиску в |
|
шарнірі [Р], МПа |
33,39 |
|
|
Число рядів ланцюга m |
1 |
Крок ланцюга t , мм |
31,75 |
Швидкість ланцюга V , м/с |
0,96 |
Розрахунковий тиск Р, МПа |
20,53 |
Число ланок ланцюга Lt |
128 |
|
|
Уточнена міжосьова відстань a , мм |
1239 |
Діаметри ділильних кіл зірочок, мм: |
|
- ведучої dд3 |
253 |
|
|
- веденої dд4 |
728 |
Діаметри зовнішніх кіл зірочок, мм: |
|
- ведучої De3 |
268 |
|
|
- веденої De4 |
744 |
Діаметри кіл впадин зірочок, мм: |
|
- ведучої Di3 |
237 |
|
|
- веденої Di4 |
714 |
Сили, що діють на ланцюг, Н: |
|
- колова Ft |
3585 |
|
|
- відцентрова FV |
3,5 |
- від провисання ланцюга F f |
69 |
Розрахункове навантаження на вали Fв, Н |
3723 |
Коефіцієнт запасу міцності S |
24,2 |
9.РОЗРАХУНОК ВАЛІВ ТА ВИБІР ПІДШИПНИКІВ
9.1.Попередній розрахунок
Обумовлений параметр та його |
|
Формули та вказівки |
позначення |
|
|
|
|
|
Вихідні дані |
|
|
Момент обертання на валу Т, Н·мм |
Див. кінематичний розрахунок |
|
- 27 - |
ПОСЛІДОВНІСТЬ РОЗРАХУНКУ |
|
|
|
|
||||
1. Діаметр вихідного кінця вала з |
|
|
|
|
|
|
|
|
dв = 3 |
T |
|
|
, |
|
|||
розрахунку умови міцності на |
|
|
|
|
||||
0,2[τ кр |
] |
|||||||
кручення dв , мм |
|
|
|
|
||||
де [τ кр ]= 10...20 МПа - для валів, |
||||||||
|
||||||||
|
які виготовлено з сталі 45. |
|||||||
|
Отримане значення dв округлити |
|||||||
|
до найближчого з ряду: 10; 10,5; |
|||||||
|
11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; |
|
||||||
|
19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; |
|||||||
|
33; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; |
|||||||
|
55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; |
|||||||
|
100; 105; 110; 120; 125; 130 і далі |
|||||||
|
через 10 мм |
|
|
|
|
|||
2. Діаметри цапф під підшипники |
dn = dв + (5...7) мм. Округляти |
|||||||
dn , мм |
до значення, яке при dn ³20 мм |
|||||||
|
кратне 5 |
|
|
|
|
|||
3. Вибір підшипників кочення |
Вибрати підшипники за |
|
|
|
|
|||
|
розрахованим діаметром dn , |
|||||||
|
виходячи з навантажень, які діють |
|||||||
|
на вал. Для валів, що встановлені в |
|||||||
|
прямозубому циліндричному |
|||||||
|
редукторі – кулькові радіальні |
|||||||
|
(див. табл.26); в косозубому |
|||||||
|
циліндричному, конічному та |
|||||||
|
черв’ячному – радіально-упорні |
|||||||
|
(див. табл. 27). |
|
|
|
|
|||
|
У таблицях брати d ≈ dn . |
|||||||
|
dn округляти до табличного |
|||||||
|
значення. |
|
|
|
|
|||
|
Виписати з таблиці всі наведені |
|||||||
|
параметри підшипника |
|
|
|
|
|||
9.2. Перевірний розрахунок |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Обумовлений параметр та його |
Формули та вказівки |
|
||||||
позначення |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
||
Вихідні дані |
|
|
|
|
||||
Момент обертання на валу Т, Н·мм |
Див. кінематичний розрахунок |
|||||||
|
- 28 - |
|
|
|
|
|
|
|
Сили, які діють на вал (сили у |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
зачеплені та сили від дії пасової |
Див. відповідні розділи розрахунку |
|||||||||
або ланцюгової передачі) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ПОСЛІДОВНІСТЬ РОЗРАХУНКУ |
|
|
|
|
|
|||||
1. За попередньо виконаним |
Визначити відстані від внутрішніх |
|||||||||
компонуванням редуктора |
торців підшипників до місця |
|
||||||||
скласти просторову |
прикладання навантажень на вал |
|||||||||
розрахункову схему вала |
(див. ескізне компонування |
|
|
|
||||||
|
редуктора). Враховувати, що окрім |
|||||||||
|
сил у зубчастому або черв’ячному |
|||||||||
|
зачепленні на вал можуть діяти сили |
|||||||||
|
тиску на вали від пасової |
|
|
|
||||||
|
(прикладене до середини маточини |
|||||||||
|
шківа) або ланцюгової (прикладене |
|||||||||
|
до середини маточини зірочки) |
|
||||||||
|
передачі. Для спрощення |
|
|
|
||||||
|
розрахунку прийняти, що ці сили |
|||||||||
|
діють у горизонтальній площині |
|||||||||
2. Побудувати епюру моментів |
Моментом кручення для вала є |
|||||||||
кручення |
момент обертання Т (див. вихідні |
|||||||||
|
дані). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Методика побудови епюри |
|
||||||||
|
моментів кручення - див. методику |
|||||||||
|
з опору матеріалів |
|
|
|
|
|
||||
3. Визначити навантаження вала в |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
горизонтальній та вертикальній |
Див. рис. 3 або 5. |
|
|
|
|
|
||||
площинах та скласти відповідні |
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
схеми навантаження |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4. Визначити для кожної схеми |
За рівняннями рівноваги статики |
|||||||||
навантаження реакції опор |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
5. Побудувати епюри згинаючих |
Виконати за методиками опору |
|||||||||
моментів в горизонтальній та |
||||||||||
матеріалів |
|
|
|
|
|
|
|
|||
вертикальній площинах |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
6. Визначити небезпечний переріз |
Небезпечним є переріз, де діють |
|||||||||
на валу |
максимальні згинаючі моменти у |
|||||||||
|
горизонтальній та вертикальній |
|||||||||
|
площинах |
|
|
|
|
|
|
|
||
7. Визначити еквівалентні згинаючі |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
М |
экв. |
= |
М |
2 |
+ М |
2 |
|
, |
||
моменти у небезпечному |
|
|
|
згГ |
|
згВ |
|
|||
перерізі вала Мэкв. |
де МзгГ ,Н·мм – значення |
|
|
|
||||||
згинаючого моменту у небезпечному перерізі в
- 29 -
8.Визначити у небезпечному перерізі вала значення приведеного моменту Мпр
9.Визначити необхідний діаметр вала у небезпечному перерізі d в мм та порівняти з отриманим при попередньому компонуванні редуктора
10.Визначити еквівалентні реакції опор
горизонтальній площині;
МзгВ , Н·мм – значення згинаючого моменту у тому ж перерізі вала в вертикальній площині
Мпр = 
Мэкв2 . + Т 2 ,
де Мэкв. - див. п.7; Т, Н·мм – значення моменту
кручення у відповідному перерізі на епюрі моментів кручення (див.
п.5)
d = 3 |
Мпр |
|
, |
|
0,1[σ |
зг |
] |
||
|
|
|
|
|
де Мпр- в Н·мм (див. п.8); [σ зг ]- в МПа (допустиме
напруження при згині: для вала із сталі 45 [σ зг ] = 53 Мпа);
d < dнп, де dнп - діаметр вала у небезпечному перерізі, який прийнятий при попередній компонуванні редуктора
R = 
RГ2 + RВ2 ,
де RГ та RВ - реакції відповідної
опори у горизонтальній та вертикальній площинах
ПРИКЛАД 1. ПОПЕРЕДНІЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ КОСОЗУБОГО ЦИЛІНДРИЧНОГО РЕДУКТОРА ТА ВИБІР ПІДШИПНИКІВ
Вихідні дані: T2 = 67,28 ×103 Н·мм - обертальний момент на ведучому валу
редуктора; T3 = 522,09 ×103 Н·мм - обертальний момент на веденому валу.
Розв'язування
Попередній розрахунок валів проводять з умови міцності на кручення, приймаючи занижені допустимі напруження [τ k ] = 20МПа - для валів, які виготовляються із сталі сталь 45.
- 30 -
Ведучий вал.
1. Діаметр вихідного кінця
|
|
|
|
|
|
16 × 67,28 ×103 |
|
|||
|
16 |
×T |
|
|
|
|||||
dв1 = 3 |
|
|
2 |
|
|
= 3 |
|
|
|
= 25,78 мм. |
π × |
[τ k |
] |
|
|
3,14 × 20 |
|||||
|
|
|
|
|
||||||
Найближче більше значення за стандартним рядом dв1 = 26 мм. |
||||||||||
2. Діаметр підшипникових цапф |
|
|
|
|
||||||
dп1 = dв1 + (5...7) ; dn |
= dв1 + 7 = 26 + 7 = 33 мм. |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
Приймаємо dп1 кратне 5: |
|
|
|
dп1 = 35 мм. |
||||||
3. Вибір підшипників кочення: |
підшипники вибираємо по отриманому |
|||||||||
діаметру підшипникової шийки dп1 та виходячи з навантажень, які діють на вал.
Для валів встановлених в косозубому циліндричному редукторі використовуємо підшипники кулькові радіально-упорні однорядні середньої серії (ГОСТ 831-75):
Позначення |
|
|
|
Розміри, мм |
|
|
|
|
|
Вантажопідйомність, |
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
КН |
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
36307 |
d |
|
|
D |
|
|
|
B |
|
|
|
r |
|
r1 |
|
|
Cr |
|
C0r |
|
35 |
|
80 |
|
|
|
21 |
|
|
|
2,5 |
|
1,2 |
|
35,0 |
|
27,4 |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
Ведений вал. |
|
|
|
|
|
|||||||
1. Діаметр вихідного кінця |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
16 × 522,09 ×103 |
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
16 ×T |
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
dв2 = 3 |
|
3 |
|
|
= 3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
= 51,05мм. |
|||||
|
π ×[τ k ] |
|
|
|
3,14 |
× 20 |
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
Найближче більше значення із стандартного ряду dв2 = 52 мм. |
|
|
|
|||||||||||||||||
2. Діаметри підшипникових цапф |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
dп2 = dв2 + (5...7) ; dn2 = dв2 + 7 = 52 + 7 = 59 мм. |
|||||||||||||||||||
Приймаємо dп2 кратне 5: |
dп2 = 60мм. |
|
|
|
|
|
||||||||||||||
3. Вибір підшипників кочення: підшипники вибираємо по отриманому |
||||||||||||||||||||
діаметру підшипникової шийки dп2 та виходячи з навантажень, |
які діють на вал. |
|||||||||||||||||||
Для валів встановлених в косозубому циліндричному редукторі використовуємо підшипники кулькові радіально-упорні однорядні середньої серії (ГОСТ 831-75):
Позначення |
|
Розміри, мм |
|
|
Вантажопідйомність, |
|||
|
|
|
|
КН |
||||
|
|
|
|
|
|
|
||
α = 120 |
d |
D |
B |
r |
r1 |
Cr |
|
C0r |
36312 |
60 |
130 |
31 |
3,5 |
2,0 |
83,0 |
|
72,5 |
4.За рекомендаціями [1] виконуємо ескізне компонування редуктора.
-31 -