Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Прикладная механика. Методические указания и задания для студентов-заочников
.pdf
4.7 Проектировочный расчет вала
Проектировочный расчет валов редуктора сводится к определению диаметров в опасных сечениях. Расчет проводится по допустимым напряжениям на кручение, влияние изгибающего момента компенсируется понижением допускаемого напряжения на кручение.
Диаметр вала в минимальном сечении
формуле:
1000
Td
Т – крутящий момент на валу, Нм;
где
3
min
0,2[ ]
[] = 15…25 МПа – допускаемое напряжение на кручение.
За минимальные принимают следующие участки валов:
– на валах I и III двухступенчатого редуктора – выходные концы с
полумуфтами;
– II вал (промежуточный вал) – опорные участки вала, сопрягае-
мые с внутренними кольцами подшипников качения.
В некоторых случаях размер диаметра быстроходного вала, соединяемого
метром вала электродвигателя
через муфту с валом электродвигателя, согласуют с диа-
d
= (0,8–1,2)d
min
использования стандартных муфт. Диаметры ведомых валов редукторов в местах посадки зубчатых колес можно определить по формуле
d = (0,25–0,30) а
, где аw – межосевое расстояние для смежных
w
зубчатых колес.
Рассчитаем минимальный диаметра вала IV,
d
, мм, определяем по
min
. Это необходимо для
дв
5536 Нм.T
IV
5536 10
3
d
,
IV
0, 2 25
3
103,45 мм.
Полученное значение диаметра округляют до ближайшего стандартного значения, мм, по ГОСТ 6636–69: 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26,
28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 60, 63, 67, 71, 80, 85, 90, 100, 105,
110, 115, 130, 140, 150, 160, 170, 180, 190, 200, 210, 220, 240, 250…
Принимаем
d
= 105 мм.
в
4.8 Подбор шпонок
Для валов редукторов предпочтительными являются призматические
шпонки. Сечение шпонок
bh выбираем из табл. 4.8 по (ГОСТ 23360–75)
41
в зависимости от минимального диаметра вала, где устанавливается
шпонка.
Таблица 4.8
Размеры шпонок в зависимости от диаметра вала (ГОСТ 23360–75)
Диаметр вала d, мм Размеры сечения
шпонки, мм
b h t
От 6 до 8 2 2 1,2 1,0 От 6
Свыше 8 до 10 3 3 1,8 1,4 6…36
Свыше 10 до 2 4 4 2,5 1,8 8…45
Свыше 12 до 7 5 5 3 2,3 10…56
Свыше 17 до 2 6 6 3,5 2,8 14…70
Свыше 22 до 30 8 7 4 3,3 18..90
Свыше 30 до 8 10 8 5 3,3 22…110
Свыше 38 до 4 12 8 5 3,3 28…140
Свыше 44 до 50 14 9 5,5 3,8 32…160
Свыше 50 до 58 16 10 6 4,3 45…180
Свыше 58 до 65 18 11 7 4,4 50…200
Свыше 65 до 75 20 12 7,5 4,9 56…220
Свыше 75 до 85 22 14 9 5,4 63…250
Свыше 85 до 95 25 14 9 5,4 70…280
Свыше 95 до 110 28 16 10 6,4 80…320
Свыше 110 до 130 32 18 11 7,4 90…360
Свыше 130 до 150 36 20 12 8,4 100…400
Свыше 150 до 170 40 22 13 9,4 100…400
Свыше 170 до 200 45 25 15 10,4 110…450
Свыше 200 до 230 50 28 17 11,4 125…500
Свыше 230 до 260 56 32 20 12,4 140…500
Свыше 260 до 290 63 32 20 12,4 160…500
Свыше 290 до 330 70 36 22 14,4 180…500
Свыше 330 до 380 80 40 25 15,4 200…500
Свыше 380 до 440 90 45 28 17,4 220…500
Свыше 440 до 500 100 50 31 19,5 250…500
Глубина паза, мм Длина шпонки l, мм
1
t
2
Параметры шпонки b, h, t
, t
1
2
колеса определяется по формуле
Для вала
ной пазов
42
d = 105 мм принимаем шпонку b h = 28 16, с глуби-
t
= 10 мм; t2 = 6,4 мм.
1
cтшп
показаны на рис. 4.3. Длина ступицы
(5...15)Ll
мм.
В
B - B
2
t
в
h
h
1
t
d
В
l
p
в
l
Рис. 4.3. Параметры шпонки
Расчетная длина шпонки может быть определена из условия
прочности ее на смятие:
4 4 5536 10
l
p
T
[ ] 105 8 180
dk
всм
3
146,4
мм,
где
Т – крутящий момент на расчетном участке вала, Нм; d – диа-
метр участка вала, мм;
l
ки, мм;
– расчетная длина шпонки, мм;
p
каемое напряжение на смятие для стали. Принимаем
L
= 155 мм.
ст
k = 0,5 h – высота выступающей части шпон-
[]
= 180 МПа – допус-
см
l
= 147 мм;
шп
4.9. Подбор и расчет подшипников
Подбор и расчет подшипников проводится после эскизного про-
ектирования, компоновки валов и подшипниковых узлов по методике. разработанной на основе стандартов ИСО и ГОСТ 18855–73.
43
Подшипники выбирают по диаметру опорной части вала цапфы в
р
К
F
зависимости от величины и направления действующих сил.
Подшипники качения в зависимости от воспринимаемой нагрузки
делят на три основных типа:
– радиальные подшипники, воспринимающие преимущественно
радиальные нагрузки;
– упорные подшипники, воспринимающие преимущественно осе-
вые нагрузки;
– радиально-упорные подшипники, воспринимающие радиальные
и осевые нагрузки.
Рекомендуется выбирать для косозубых цилиндрических редукторов с углом наклона зубьев β = 8…15º – шариковые радиальные
однорядные подшипники средней серии; для коническоцилиндрических – роликовые конические однорядные подшипники
средней серии.
Расчетная долговечность
С – динамическая грузоподъемность подшипника, определяемая
где
из каталога в соответствии с принятым номером: р
вых подшипников; р = 1/3 – для роликовых подшипников;
L подшипников в миллионах оборотов:
C
L
,
F
э
= 3 – для шарико-
F
– экви-
э
валентная нагрузка:
()
где
Fr и F
– радиальная и осевая нагрузки;
a
FXVFYFK
эб
ответственно радиальной и осевой нагрузки [1];
учитывающий, какое кольцо вращается,
реннего кольца и
V = 1,2 при вращении наружного;
,
ra Т
X, Y – коэффициенты со-
V – коэффициент,
V = 1 при вращении внут-
tg
где
F
– радиальная сила, кН; = 20 – стандартный угол зацепления;
r
rt
cos
Ft – окружная сила, кН; осевая сила tg
К
зубьев.
[1]: спокойная
ками (ударами)
– коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки
б
К
= 1, умеренные толчки Кб = 1,3…1,5, с сильными толч-
б
К
= 2,5…3; КТ – температурный коэффициент, для стали
б
при температуре меньше 100 ºC
,
F
FF, кН; где – угол наклона
at
К
= 1, при t = 125…250 ºС КТ =
Т
= 1,05…1,4.
44
Долговечность подшипников в часах:
6
10
Ln
h
60
L
5000...10 000
ч.
Подберем подшипники качения для вала IV, работающего при постоянном режиме и нагрузке с умеренными толчками при температуре до 100 ºС, осевая нагрузка отсутствует.
Дано:
d
= 105 мм; nIV = 64 мин–1; TIV = 5536 Нм; d7 = 600 мм.
в
Определим окружную силу на колесе 7
2
T
2553610
F
IV
t
d
7
600
3
18 453
Н.
Определим радиальную силу
tg
FF
rt
cos 1
Определяем величину эквивалентной нагрузки при
сутствует осевая нагрузка;
К
= 1,3, т.к. нагрузка с умеренными толчками; К
0,3639
w
6715
Н.
Х = 1, т.к. от-
V = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо;
= 1, т.к. рабочая
Т
температура не выше 100 ºС:
( ) 6715 1,3 8729
FXVFYFKК Н.
эб
ra Т
Определим требуемую долговечность подшипника в миллионах
оборотов
Определим требуемое значение динамической грузоподъемности
h
тр э
IV
1/3
3
8729 38,4CFL
29 449 Н = 29,5 кН.
млн об.
545
6 10 10 6 10 64 38, 4
LL n
По ГОСТ 18855–73 выбираем подшипник радиальный средней
серии 50306 с коэффициентом динамичности
С = 33 кН > C
.
тр
4.10 Разработка конструкции зубчатого колеса
Конструкции цилиндрических и конических зубчатых колес представлены на рис. 4.4 и 4.5, а рекомендации по определению размеров
отдельных элементов колес даны в табл. 4.9.
45
Рис. 4.4. Цилиндрическое зубчатое колесо
Рис. 4.5. Коническое зубчатое колесо
46
Таблица 4.9
Параметры зубчатых колес
Параметры Формула
Диаметр ступицы стальных колес
Длина ступицы
Толщина обода цилиндрических колес
Толщина обода конических колес
Толщина диска цилиндрических колес
Толщина диска конических колес
Диаметр центровой окружности
Диаметр отверстий
(в шестернях малых размеров отверстия не делают)
Фаска
1,6dв
d
ст
(1,2–1,5) dв
l
ст
= (2,5–4,0)mn
o
= (3–4)m
o
C =(0,2–0,3)b
C = (0,1–0,17)Re
= 0,5(Do + dст)
D
отв
= 0,25 (Do – dст)
d
отв
n = 0,5m
n
В Приложении 4 приведены рабочие чертежи цилиндрического и
конического зубчатых колес, выполненные в соответствии с требованиями ЕСКД.
47
4.11 Варианты задания для задачи 2
,
д
Задание 0
P
= 0,35 Pпc; PII = 0,65 P
I
пc
Кинематическая схема привода рабочего органа угольного комбайна
Параметр Вариант
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9
Z1, Z2 14; 35 13;31 17;35 13;33 17;41 15;37 14;37 16;39 15;35 16;40
m
, мм 5,5 5,5 5 5 5 6 6 7 7 8
1–2
Z3, Z4 14;41 13;39 17;45 13;37 17;47 15;43 14;40 16;45 15;39 10;43
m
, мм 8 8 7 7 7 8 9 10 10 12
3-4
Z5, Z6 13;32 12;37 12;33 12;31 16;39 14;35 13;31 15;37 14;37 13;38
m
, мм 11 11 10 10 10 12 12 14 14 16
5–6
Z7,10,13,
Z
,
8
9,12,11
m
, мм 11 11 10 10 10 12 12 14 14 16
7–13
Р
, кВт 15 14 10 12 10 20 18 28 25 40
в
n, мин
20
21
20
18
17
20
17
18
17
21
32
24
19
20
22
19
19
21
–1
1365 1460 1320 1425 1460 1365 1350 1365 1335 1460
19
33
48
Задание 1
д
2PI = 0,7Pпc; 2PII = 0,3P
пc
Кинематическая схема привода исполнительного органа комбайна
Параметр Вариант
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9
Z1, Z
m
, мм 8 8 10 10 8 7 9 8 10 12
1–2
Z3, Z4,
Z
, Z6
5
m
, мм 10 10 12 12 9 11 10 12 14 10
3-6
Z7, Z8, Z9,
Z
, Z11
10
m
, мм 12 12 14 14 12 12 14 12 14 16
7–11
Z12,13,
Z
14
Z15, Z16
M
, мм 14 14 16 16 14 14 16 14 16 18
12–16
Р
, кВт 100 75 100 75 55 75 100 55 75 100
в
n, мин
16;33 19;38 18;36 17;35 20;34 21;40 18;39 21;35 20;41 21;45
2
13;26
12;25
15;30
16;32
14;28
16;31
17;33
14;29
12;20
11;20
14;21
15;25
13;21
15;27
16;30
13;22
14;19
17;22
16;21
15;20
18;20
20;24
19;25
15;21
19
22
21
20
20
24
25
21
13;44
14;45
15;40
16;42
17;43
18;45
19;50
14;46
13;23
14;25
15;26
14;24
15;26
12;25
13;23
15;25
14
13
16
13
17
14
15
16
20;17
21;18
22;19
22;20
20;25
22;17
21;18
22;21
–1
1465 1260 1275 1290 1305 1320 1335 1350 1365 1380
16;30
15;29
16;23
15;42
16;27
21;22
23
17
12;24
13;25
17;24
24
16;44
14;26
16
23;23
49
Задание 2
д
PI = 0,6Pпc; PII = 0,4P
пc
Кинематическая схема привода исполнительного органа комбайна
Параметр Вариант
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9
Z1, Z
m
, мм 8 9 10 11 8 7 8 9 10 11
1–2
13;43 14;44 15;47 16;49 17;51 17;40 14;48 15;49 16;57 17;53
2
Z3, Z4 13;41 14;43 15;47 16;50 17;53 13;42 14;42 15;49 16;51 17;54
m
, мм 10 11 12 14 8 9 10 11 12 14
3-4
Z5, Z
Z12
m
, мм 12 14 14 16 10 11 12 14 14 16
5,6,12
Z
7–11
Z
13–17
m
7–11, 13–17
Р
, кВт 10 14 20 26 14 10 14 28 30 35
в
n, мин
13;35
14;36
15;37
16;41
17;38
14;41
15;36
16;37
6
35
36
37
41
38
41
36
17;38
37
23 20 22 24 22 18 21 23 25 24
23 20 22 24 22 18 21 23 25 24
, мм 14 16 18 20 12 14 14 16 16 20
–1
1470 1450 1460 1450 1370 970 970 1350 1365 1380
50
38
18;40
40
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]