6. Предварительный расчет валов.
6.1 Расчет диаметров быстроходного вала.
Все ниже перечисленные значения диаметров и длин округляем в ближайшую сторону до стандартных табл. 24.1 /1/ с. 410
В качестве материала вала выбираем сталь 45, термическая обработка-улучшение,
=600
H/мм
,
=320
H/мм
,
=260
H/мм
мм
-для
быстроходного вала
6.2 Расчет диаметров промежуточного вала.
В
качестве материала вала выбираем сталь
45, термическая обработка-нормализация,
=600
H/мм
,
=320
H/мм
,
=260
H/мм
Для
того, что бы согласовать вал двигателя
с быстроходным валом, принимаю
Размеры ступицы колеса:
6.3 Расчет диаметров тихоходного вала.
В
качестве материла валов выбираем сталь
45, термическая обработка-улучшение,
=600
H/мм
,
=320
H/мм
,
=260
H/мм
6.4 Предварительный выбор подшипников качения
Подшипники (ГОСТ 8338-75)
Таблица № 5
|
Вал |
№ |
d,мм |
D,мм |
B,мм |
C,кН |
Co,кН |
|
Быстроходный вал |
307 |
35 |
80 |
21 |
33,2 |
18,0 |
|
Промежуточный вал |
309 |
45 |
100 |
25 |
52,7 |
30,0 |
|
Тихоходный вал |
314 |
70 |
150 |
35 |
81,7 |
64,5 |
7. Уточненный расчет валов
7.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Расчет быстроходного вала.
Исходные данные:
,
,
,
,
Из компоновочного чертежа определяем длины:
l1=0,084м , l2=0,063м, l3=0,173м
Определение реакций опор.
Плоскость xoz:
Н
Проверка:
Плоскость xoy:
(перенаправил)
Проверка:
Определение крутящих моментов:
Определение суммарных опорных реакций.
Определение суммарного изгибного момента в наиболее нагруженных сечениях:
Расчет промежуточного вала.
Исходные данные:
,
,
,
,
,
l1=0,065 м, l2=0,088 м, l3=0,088 м.
Определение реакций опор.
Плоскость xoy:
(перенаправил)
Проверка:
Плоскость xоz:
Проверка:
Определение крутящих моментов:
Определение суммарных опорных реакций.
Определение суммарного изгибного момента :
Расчет тихоходного вала.
;
;
,
l1=0,157 м, l2=0,094 м, l3=0,115 м.
Сила от действия консольной нагрузки со стороны муфты.
Плоскость xoy:
=>
Проверка:
Плоскость xоz:
=>
Проверка:
Определение крутящих моментов:
Определение суммарных опорных реакций.
Определение суммарного изгибного момента в наиболее нагруженных сечениях:
7.2 Расчёт быстроходного вала на выносливость.
Сталь
45,улучшение
=600
H/мм
,
=320
H/мм
,
=260
H/мм
-
Сечение под подшипник
d=35мм
К/Кd= 3,0 , К /Kd= 2,2
влияния
шероховатости, принимаю
при
,вид
механической обработки обточка.
Определяем
коэффициенты концентрации напряжений
для данного сечения вала
Амплитудное значение касательных напряжений :
Напряжения изгиба по формулам /2/ с.267
Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях
Коэффициент запаса для нормальных напряжений по формуле
Коэффициент запаса для касательных напряжений по формуле
Коэффициент запаса при одновременном действии касательных и нормальных напряжений по формуле
;
Полученные значения коэффициента запаса прочности вала S удовлетворяют допустимому значению [S].
-
Сечение под шестерню.
d=40мм
Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельным переходом по табл.11.2 /2/ с.271
К
=
1,4;
;
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала при отсутствии технологического упрочнения:
влияния
шероховатости, принимаю
при
,вид
механической обработки обточка
Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения:
С учетом паза под шпонку:
b=12, t1=5 по табл.К42 /2/ с.450
Полученные значения коэффициента запаса прочности вала S удовлетворяют допустимому значению [S].
3. Сечение свободного конца вала.
d=32мм
Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельным переходом по табл. 11.2 /2/ с.271
К /Kd= 1,4/0,76
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала при отсутствии технологического упрочнения:
Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения:
b
и t
-ширина
и глубина паза в зависимости от диаметра
вала по Т. №К42/2/стр.450
Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях
Коэффициент запаса для касательных напряжений по формуле
Коэффициент запаса при действии касательных напряжений
7.3 Расчёт промежуточного вала на выносливость.
Сталь
45,улучшение
=600
H/мм
,
=320
H/мм
,
=260
H/мм
-
Сечение под шестернёй
d=50мм
Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельным переходом по табл.11.2 /2/ с.271
влияния
шероховатости, принимаю
при
,вид
механической обработки обточка
,
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала при отсутствии технологического упрочнения:
Амплитудное значение нормальных напряжений
b=16
t1=6 по табл.К42 /2/ с.450
Напряжения изгиба
b
и t
-ширина
и глубина паза в зависимости от диаметра
вала по Т. №К42/2/стр.450
Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях
Коэффициент запаса для нормальных напряжений
Коэффициент запаса для касательных напряжений
Коэффициент запаса при одновременном действии касательных и нормальных напряжений по формуле
Полученные значения коэффициента запаса прочности вала S удовлетворяют допустимому значению [S].
7.4 Расчёт тихоходного вала на выносливость
Сталь 45,улучшение σв=600МПа, σт=320 МПа, σ-1=260 МПа
-
Сечение под нагруженным подшипником.
d=70мм
Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов по табл. 11.2 /2/ с.271
К /Kd= 3,95, К /Kd= 2,8
Коэффициенты
концентрации напряжений для данного
сечения вала
Амплитудное значение касательных напряжений:
Амплитудное значение нормальных напряжений
Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях
Коэффициент запаса для касательных напряжений по формуле
Коэффициент запаса при одновременном действии касательных и нормальных напряжений по формуле
Полученные значения коэффициента запаса прочности вала S удовлетворяют допустимому значению [S].
-
Сечение под колесом
d=75мм
Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов по табл. 11.2 /2/ с.271
,
Эффективные
коэффициенты концентрации напряжений
для данного сечения вала
Амплитудное значение касательных напряжений:
b=20
t1=7,5 по табл.К42 /2/ с.450
b
и t
-ширина
и глубина паза в зависимости от диаметра
вала по Т. №К42/2/стр.450
Напряжения изгиба
Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях
Коэффициент запаса для нормальных напряжений по формуле
Коэффициент запаса для касательных напряжений по формуле
Коэффициент запаса при одновременном действии касательных и нормальных напряжений по формуле
Полученные значения коэффициента запаса прочности вала S удовлетворяют допустимому значению [S].
3.Сечение свободного конца вала.
d=65мм
Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельным переходом по табл. 11.2 /2/ с.271
К /Kd= 1,4/0,76
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала при отсутствии технологического упрочнения:
Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения:
b
и t
-ширина
и глубина паза в зависимости от диаметра
вала по Т. №К42/2/стр.450
Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях
Коэффициент запаса для касательных напряжений по формуле
Коэффициент запаса при действии касательных напряжений
8. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.
8.1 Расчет подшипников быстроходного вала
Выбираю шариковый радиальный однорядный подшипник №307.
n=486,7об/мин.
Подшипник А более нагружен, чем подшипник В, поэтому дальнейший расчет производится для подшипника А.
=>
е=0,2
К
=1,4
Определение эквивалентной динамической нагрузки
табл.
9.1/2/ с.141
из
9.1/2/ с.141
Определяем долговечность подшипника по формуле
m=3 –для шариковых подшипников
=1-при
безотказной работе подшипников
-коэффициент
учета качества подшипника и его
эксплуатации
n -частота вращения внутреннего кольца подшипника
R
- эквивалентная
динамическая нагрузка
-
подшипник пригоден
-
подшипник пригоден
8.2 Расчет подшипников промежуточного вала.
Выбираю шариковый радиальный однорядный подшипник №309.
n=165,5об/мин.
Подшипник B более нагружен, чем подшипник A, поэтому дальнейший расчет производится для подшипника B.
=>
е=0,18
К
=1,3
Определение эквивалентной динамической нагрузки
табл.
9.1/2/ с.141
из
9.1/2/ с.141
Определяем долговечность подшипника по формуле
m=3 –для шариковых подшипников
=1-при
безотказной работе подшипников
-коэффициент
учета качества подшипника и его
эксплуатации
n -частота вращения внутреннего кольца подшипника
R
- эквивалентная
динамическая нагрузка
-
подшипник пригоден
-
подшипник пригоден
-
Расчет подшипников тихоходного вала
Выбираю шариковый радиальный однорядный подшипник №314
;
n=72об/мин.
Подшипник В более нагружен, чем подшипник А, поэтому дальнейший расчет производится для подшипника В.
=>
е=0
=e
Определение эквивалентной динамической нагрузки
по
табл. 9.1/2/ с.141
Определяем динамическую грузоподъемность
-
подшипник пригоден
Определяем долговечность подшипника по формуле:
L
>L
- подшипник пригоден
9. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ.
9.1 Колесо и шестерня промежуточного вала.
Призматическая
шпонка:
При d = 50мм:
b = 14, h =9, t1 =5,5 табл. 5.19 /3/ с.60
Принимаем полную длину l=54мм
Определяем рабочую длину шпонки lp:
Т-
вращающий момент на валу
:
Проверка шпонки на условие прочности :
(подходит)
Получили шпонку:
Шпонка 14х9х54 Гост 23360 - 78.
9.2 Колесо тихоходного вала.
Призматическая
шпонка:
При d = 75мм:
b = 20, h = 12, t1 =7,5 табл. 5.19 /3/ с.60
Принимаем полную длину l=65
Определяем рабочую длину шпонки lp:
Т-
вращающий момент на валу
:
T=972
Проверка шпонки на условие прочности:
()
Получили шпонку:
Шпонка 20х12х65 Гост 23360 - 78.
-
Свободный конец на тихоходном валу (полумуфта).
Призматическая
шпонка:
При d = 65мм:
b = 20, h =12, t1 = 7,5 табл. 5.19 /3/ с.60
Принимаем полную длину l=76мм
Определяем рабочую длину шпонки lp:
Т-
вращающий момент на валу ,
:
T=376,46
Проверка шпонки на условие прочности:
(подходит)
Получили шпонку:
Шпонка 20х12х76 Гост 23360 - 78.
9.4 Свободный конец на быстроходном валу (шкив)
Призматическая
шпонка:
При d = 32мм:
b = 10, h =8, t1 =5 табл. 5.19 /3/ с.60
Принимаем полную длину l=36
Определяем рабочую длину шпонки lp:
Т-
вращающий момент на валу,
:
Т=161
Проверка шпонки на условие прочности:
(подходит)
Получили шпонку:
Шпонка 10х8х36 Гост 23360 - 78.
9.5 Шестерня на быстроходном валу
Призматическая
шпонка:
При d = 40 мм:
b = 12, h =8, t1 =5 табл. 5.19 /3/ с.60
Принимаем полную длину l=33
Определяем рабочую длину шпонки lp:
Т-
вращающий момент на валу,
:
Т=161
Проверка шпонки на условие прочности:
(подходит)
Получили шпонку:
Шпонка 12х8х33 Гост 23360 - 78.
10. СМАЗКА, ГЕРМЕТИЗАЦИЯ, ВЕНТИЛЯЦИЯ
Для редуктора применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом
Сорт масла выбираю по табл. 10.29 /2/с. 255 – Индустриальное И-Г-А 46, ГОСТ 17479-87
Уровень масла контролируем с помощью маслоуказателя, т. к. у него простая конструкция и он достаточно надежен.
При работе масло загрязняется продуктами износа деталей передач, и его сливают и меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Для избежания этого существует отдушина в верхней части корпуса редуктора, закрываемая пробкой.
Смазывание подшипников происходит из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образованием масляного тумана и растекания масла по валам.
В качестве уплотнения у входного и выходного валов применяю манжеты из табл. К 20
11. ВЫБОР МУФТЫ
Выбираем муфту по таблице К21 /2/ с.422 упругую втулочно-пальцевую, т.к. она обладает лучшей податливостью и мало требовательна в соосности валов. Материал полумуфт – сталь Ст3 (ГОСТ 21425-93).
Полумуфта для вала барабана Т, Н*м=972 d=75мм ГОСТ 21424-93
Полумуфта для тихоходного вала Т, Н*м=972 d=65 мм ГОСТ 21424-93
12.КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ
И КРЫШЕК
12.1.В качестве материала корпуса и крышки корпуса выбираем серый чугун СЧ 15
12.2.Определяем толщину стенок корпуса, отвечающих требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса δ
мм,
принимаем δ=6мм; значение Тт =972 Нм
12.3.Определяем внутренний r и внешний R радиусы сопряжений плоскостей стенок корпуса
мм,
принимаем r=3 мм
мм,
принимаем R=9мм
12.4.Определяем толщину δр и высоту hр внутренних ребер жесткости
мм,
принимаем δр=6 мм
мм,
принимаем hр=25 мм
12.6 Определение размеров конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу
1.Определяем диаметры болтов крепления крышки d
мм,
принимаем d=14мм
2.Определяем ширину фланцев К
мм,
принимаем К=40мм
3.Определяем расстояние от внешнего края фланца до оси болта С
мм,
принимаем С=16мм
4.Определяем диаметр штифтов dшт
мм,
принимаем dшт=10 мм
12.7Определяем диаметры винтов крепления болтов крепления редуктора к плите dк
мм,
принимаем dк=18 мм
12.8Определяем толщину проушин S
мм
Размеры корпусных деталей:
Таблица № 5
|
Параметр |
Значение,мм |
|
Толщина стенок корпуса δ |
6 |
|
Внутренний радиус сопряжения плоскостей стенок корпуса r |
3 |
|
Внешний радиус сопряжения плоскостей стенок корпуса R |
9 |
|
Толщину внутренних ребер жесткости δр |
6 |
|
Высота внутренних ребер жесткости hр |
25 |
|
Диаметры винтов крепления крышки d |
14 |
|
Ширина фланцев К |
40 |
|
Расстояние от внешнего края фланца до оси винта С |
16 |
|
Диаметр штифтов dшт |
10 |
|
Диаметры винтов крепления болтов крепления редуктора к плите dк |
18 |
|
Толщина проушин S |
14 |
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ:
1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1998.
-
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. – Калининград: Янтар. сказ, 1999.
-
Киркач Н. Ф., Баласанян Р. А. Расчет и проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техн. вузов: Ч. 2. – 2-е изд., перераб. и доп. – Х.: Выща шк. Изд-во при ХГУ, 1988.
-
Детали машин: Атлас конструкций/ Под ред. д-ра техн. наук проф. Решетов Д. Н. – М.: Машиностроение, 1979.