- •Содержание
- •1. Кинематический расчет
- •1.1 Подбор электродвигателя
- •1.2 Уточнение передаточных чисел привода
- •1.3 Опраеделение частот вращения и вращающих моментов на валах
- •2. Расчет цилиндрической передачи первой ступени
- •2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес
- •2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
- •2.3 Определение напряжений изгиба
- •2.4 Проектный расчет
- •2.4.1 Межосевое расстояние
- •2.4.2 Предварительные основные размеры колеса
- •2.4.3 Модуль передачи
- •2.4.4 Суммарное число зубьев и угол наклона
- •2.4.5 Число зубьев шестерни и колеса
- •2.4.6 Фактическое передаточное число
- •2.4.7 Диаметры колес
- •2.4.8 Размеры заготовок
- •2.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
- •2.4.10 Силы в зацеплении
- •3. Расчет цилиндрической передачи второй ступени
- •3.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес
- •3.2 Определение допускаемых контактных напряжений
- •3.3 Определение напряжений изгиба
- •3.4 Проектный расчет
- •3.4.1 Межосевое расстояние
- •3.4.2 Предварительные основные размеры колеса
- •3.4.3 Модуль передачи
- •3.4.4 Суммарное число зубьев и угол наклона
- •3.4.5 Число зубьев шестерни и колеса
- •3.4.6 Фактическое передаточное число
- •3.4.7 Диаметры колес
- •3.4.8 Размеры заготовок
- •3.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
- •3.4.10 Силы в зацеплении
- •4. Эскизное проектирование
- •4.1 Проектные расчеты валов
- •4.2 Расстояния между деталями передач
- •4.3 Выбор типов подшипников
- •4.4 Схемы установки подшипников
- •4.5 Составление компоновочной схемы
- •5. Конструирование зубчатых колес первой ступени
- •5.1 Шестерня
- •5.2 Зубчатое колесо
- •6. Конструирование зубчатых колес второй ступени
- •6.1 Шестерня
- •6.2 Зубчатое колесо
- •7. Подбор шпоночных соединений
- •7.1 Подбор шпоноки для соединения зубчатого колеса и промежуточного вала
- •7.2 Подбор шпоноки для соединения зубчатого колеса и выходного вала
- •7.3 Подбор шпонок входного и выходного хвостовиков
- •8. Подбор подшипников качения на заданный ресурс
- •8.1 Подшипники быстроходного вала
- •8.2 Подшипники промежуточного вала
- •8.3 Подшипники выходного вала
- •9. Конструирование корпусных деталей
- •10. Конструирование крышек подшипников
- •11. Расчет валов на прочность
- •11.1 Входной вал
- •11.2 Промежуточный вал
- •11.3 Выходной вал
- •12. Выбор манжетных уплотнений
- •Список используемой литературы
10. Конструирование крышек подшипников
Крышки подшипников изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ20. [1, стр. 148]
Назначаем материал крышек - чугун марки СЧ20.
Различают крышки привертные и закладные. Выбираем привертный тип крышек. Схема крышки изображена на рис. 15. Схема крышки с монжетным уплотнением - рис. 16.
Рис. 15 [1, рис. 8.2, а, стр. 149]
Рис. 16 [1, рис. 8.3, а, стр. 149]
Определяющими при конструировании крышек является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Ниже приведены рекомендации по выбору толщины δ стенки, диаметра d и числа z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от D:
D, мм........ |
50...62 |
63...95 |
100...145 |
150...200 |
δ, мм........ |
5 |
6 |
7 |
8 |
d, мм........ |
6 |
8 |
10 |
12 |
z.............. |
4 |
4 |
6 |
6 |
Размеры других конструктивных элементов крышки:
δ1 = 1,2δ;
δ2 = (0,9...1)δ;
Dф = D + (4...4,4)d;
c ≈ d.
Крышки подшипников входного вала.
D = 62 мм.
Назначаем
δ = 5 мм;
d = 6 мм;
z = 4 мм;
δ1 = 6 мм;
δ2 = 5 мм;
Dф = 88 мм;
c = 6 мм.
Крышки подшипников промежуточного вала.
D = 80 мм.
Назначаем
δ = 6 мм;
d = 8 мм;
z = 4 мм;
δ1 = 7 мм;
δ2 = 6 мм;
Dф = 115 мм;
c = 8 мм.
Крышки подшипников выходного вала.
D = 125 мм.
Назначаем
δ = 7 мм;
d = 10 мм;
z = 6 мм;
δ1 = 8 мм;
δ2 = 7 мм;
Dф = 169 мм;
c = 10 мм.
11. Расчет валов на прочность
Расчет на статическую прочность. Проверку статической прочтности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства). [1, стр. 165]
Величина нагрузки зависит от конструкции передачи (привода). Так при наличии предохранительной муфты величину перегрузки определяет момент, при котором эта муфта срабатывает. При отсутствии предохранительной предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя. [1, стр. 165]
В расчете используют коэффициент перегрузки Kп = Tmax/T, где Tmax - максимальный кратковременный действующий вращающий момент (момент перегрузки); T - номинальный (расчетный) вращающий момент. [1, стр. 165]
Коэффициент перегрузки выбирается по справочной таблице 24.9 [1]. Для выбранного двигателя:
Kп = 2.4 .
В расчете определяют нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:
σ = 103Mmax/W + Fmax/A; τ = 103Mкmax/Wк,
где - суммарный изгибающий момент, Н∙м; Mкmax = Tmax = KпT - крутящий момент, Н∙м; Fmax = KпF - осевая сила, Н; W и Wк - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3; A - площадь поперечного сечения, мм2. [1, стр. 166]
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести σт и τт материала см. табл. 10.2[1]) [1, стр. 166]:
Sтσ = σт/σ; Sтτ = τт/τ.
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений [1, стр. 166]
Статическую прочность считают обеспеченной, если Sт ≥ [Sт], где [Sт] = 1,3...2 - минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответсвенности конструкции и последствий разружения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля). [1, стр. 166]
Рис. 17 [рис. 10.13, в]
Моменты сопротивления W при изгибе, Wк при кручении и площадь A вычисляют по нетто-сечению для вала с одним шпоночным пазом [1, стр. 166]:
W = πd3/32 - bh(2d-h)2/(16d);
Wк = πd3/16 - bh(2d-h)2/(16d);
A = πd2/4 - bh/2.
При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. [1, стр. 164]