Розділ 12 |
|
|
|
|
|
|
|
Приклади розрахунку і проектування передач |
|||||||||
KFα |
= |
4 + (εα − |
1)(ncт |
−5) |
= |
4 + (1,67 −1)(9 −5) |
=1,0 . |
||||||||||
4εα |
|
|
|
|
|
4 |
1,67 |
|
|||||||||
Виконаємо перевірку міцності передачі на втому при згині. Напружен- |
|||||||||||||||||
ня згину |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
wFt |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
σ |
F |
= Y |
F |
Y |
Y |
|
≤σ |
FP |
, |
|
|
||||
|
|
|
mn |
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
β ε |
|
|
|
|
|
|||||||
де Yβ для косозубих передач |
приймає |
значення Yβ = 1 - β 140 =1 – |
|||||||||||||||
16,26/140=0,88; Yε =1- для косозубих передач.
Коефіцієнт форми зубців YF визначаємо за табл.3.16 (див.розд.3) залежно від еквівалентного числа зубців з врахуванням коефіцієнта зміщення х:
YF1=3,77; YF2=3,75.
Еквівалентне число зубців шестерні і колеса
z |
v1 |
= |
z1 |
|
= |
|
34 |
|
= 38,43 |
; |
z |
v2 |
= |
z2 |
|
= |
|
86 |
|
= 97,2 . |
||||
cos |
3 |
β |
cos |
3 |
0 |
′ |
cos |
3 |
β |
cos |
3 |
0 |
′ |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
16 15 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
16 15 |
|
|
||||||
Визначаємо напруження згину у зубцях шестерні і колеса
σ F1 = 3,77 0,88 1 642,23 =106,54 МПа ;
σ F 2 = 3,75 0,88 1 642,23 =105,98 МПа .
Міцність зубців на втому при згині забезпечена. Перевірка міцності при короткочасних перевантаженнях.
σH max = σ H 
Kп = 417,45
1,6 = 528,03 ≤ σ HP max ;
σF max = σ F Kп ≤ σ FP max ;
σF1max =108,98 1,6 =174,37 ≤ σFP1max ;
σ F 2 max =108,41 1,6 =173,45 ≤ σ FP2 max .
Тут Кп =1,6 – коефіцієнт перевантаження, беремо рівним відношенню Тmax до номінального Тн, які беруться із таблиці для електродвигунів.
1.4 Розрахунок відкритої конічної передачі
Вихідними даними для проектного розрахунку відкритої передачі є такі:
-крутний момент на валу шестірні Т1=186,0 Нм;
-передаточне число u=2,04;
-матеріали зубчастих коліс, термообробка та твердість робочих поверхонь. Для виготовлення колеса і шестірні беремо однакову сталь марки 45.
Термообробка – нормалізація (табл.3.2, див.розд.3). Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки наступні:
для шестірні – Н=240НВ, σТ =340МПа,σВ =600МПа;
для колеса - Н=210НВ, σТ =340МПа,σВ =600МПа.
Допустиме контактне напруження визначаємо аналогічно як і в циліндричній передачі за формулою:
278
Розділ 12 |
Приклади розрахунку і проектування передач |
Fr1 = Fa2 = 843; |
Fa1 = Fr 2 = 413 Н. |
Перевіряємо міцність передачі на контактну втому. Питома колова сила wHt = 0,F85t b K Hα K Hβ K Hv = 0,257985 54 1 1,15 1,016 = 65,65 Н.
Для прямозубих конічних передач КНα=1, а коефіцієнт КНβ визначили раніше. Коефіцієнт КНv=1,016, беремо такий самий, як для циліндричної пе-
редачі при коловій швидкості υ=0,5ω1d1=0,5 40,74 144,24=2,93 м/с. Величина контактних напружень на робочих поверхнях зубців
σ H = Z E Z H Zε |
|
wHt |
|
u 2 +1 |
= 275 1,77 0,87 |
|
|
65,65 |
|
2,0412 +1 |
= 309,30 Н. |
|||
|
|
u |
144,24 |
2,041 |
||||||||||
|
|
d1 |
|
|
|
|
||||||||
Умова міцності виконується. Розрахункові коефіцієнти ZE, ZH беремо |
||||||||||||||
такі ж, як і для циліндричної передачі, тобто ZE=275 МПа1/2 , ZH=1,77 , а ко- |
||||||||||||||
ефіцієнт Zε = |
(4 −εα )/ 3 = |
(4 −1,73)/ 3 = 0,87 . |
|
|
||||||||||
Перевіряємо міцність передачі на втому при згині. Питома колова сила |
||||||||||||||
wFt = |
|
Ft |
|
K Fα K Fβ K Fv ;= |
2579 |
|
|
1 1,16 1,12 = 75,1Н. |
||||||
0,85b |
0,85 54 |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
Тут КFα=1, а коефіцієнт КFβ визначаємо за табл. 4.2(див.розд.4), КFβ = 1,16. Коефіцієнт КFv=1,12, беремо такий самий, як для циліндричної переда-
чі при коловій швидкості υ=2,93 м/с.
Перевіряємо міцність передачі на втому при згині.
σF = YF YβYε wmFt ≤ σ FP .
Тут коефіцієнт форми зубців YF знаходиться за даними табл.3.16 (див.розд.3) в залежності від еквівалентного числа зубців zv1 і zv2 . YF1=4,08 ,
YF2=3,61.
Для конічних передач з прямими зубцями коефіцієнти Yε=1 i Yβ=1. Міцність зубців на втому при згині перевіряють окремо для шестерні
та колеса.
σ |
|
= Y |
|
Y Y |
wFt |
|
= 4,08 1 1 |
75,1 |
= 50,988 |
≤ σ |
|
МПа; |
||||
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
F1 |
|
F1 |
β ε m |
|
6,01 |
|
|
FP1 |
|
||||||
σ |
F 2 |
= Y |
F 2 |
Y Y |
wFt |
= 3,61 1 1 |
|
75,16 |
= 45,11 |
≤ σ |
FP2 |
МПа. |
||||
|
6,01 |
|||||||||||||||
|
|
|
β ε m |
|
|
|
|
|||||||||
Перевіряємо міцність передачі при короткочасних перевантаженнях. Розрахунок за цими критеріями зводиться до перевірки виконання двох умов
σH max =σH 
Kп ≤σHP max ; σH max = 309,30
1,6 = 391,24 ≤σHP max ;
σF max =σF Kп ≤σFP max ;
σF1max = 50,98 1,6 = 81,57 ≤σ FP1max ; σ F 2 max = 45,11 1,6 = 72,18 ≤ σ FP2 max .
Тут Кп =1,6 – коефіцієнт перевантаження, беремо рівним відношенню Тmax до номінального Тн, які беруться із таблиці електродвигунів.
283
Розділ 12 |
Приклади розрахунку і проектування передач |
1.6 Проектний розрахунок валів редуктора
Проектний розрахунок виконуємо за заниженими значеннями допустимих напружень на кручення. Визначаємо діаметр d1 вихідного кінця ведучого вала (рис.1.4) за формулою
d1 = 3 |
16T |
= 3 |
16 78,3 10 |
3 |
= 26,95 мм. |
|
πτadm |
|
3,14 20 |
|
|||
|
|
|
|
|
||
Отриманий результат округлюємо до найближчого більшого значення із стандартного ряду (див.розд.7.2). Так як вал з’єднується стандартною муфтою з валом електродвигуна (рис.1.1), то бажано, щоб його діаметр відрізнявся від діаметра двигуна до 20%. При діаметрі dдв=38 мм приймаємо діаметр вихідного кінця ведучого вала d1=30 мм.
Розрахункові значення діаметрів ступенів валів під манжету і підшипник рівні (табл.7.3, див.розд.7.2):
а) |
|
|
|
|
|
|
б) |
1 |
2 |
3 |
4 |
4 |
3 |
2 |
5 |
d |
d |
d |
d |
d |
d |
d |
d |
дв |
|
|
|
|
|
|
1 |
d |
|
|
|
|
|
|
d |
Рисунок 1.4 – Вали циліндричного редуктора: |
|
|
|
|
|||
а) – швидкохідний; б) – тихохідний. |
|
|
|
|
|||
приймаємо d2 |
|
d2 = d1 + 2t = 30 + 2 2,2 = 34,4 мм, |
|
|
|||
= 35 мм. |
|
|
|
|
|
||
Діаметр вала під шестірню |
|
|
|
|
|
||
|
|
d3 = d2 + 3,2r = 35 + 3,2 2,5 = 43 мм. |
|
|
|||
Приймаємо, із конструктивних міркувань, діаметр вала під шестірнею
d3 = 40 мм.
Ведений вал.
Допустимі напруження на кручення беремо такі самі, як для ведучого валу. Визначаємо діаметр вихідного кінця вала (рис.1.5)
d1 |
= 3 |
|
16T |
= 3 |
16 186,0 10 |
3 |
= 35,95 мм. |
πτadm |
3,14 20 |
|
|||||
Приймаємо d1=35 мм. |
|
|
|
|
|||
Діаметр вала під манжету |
|
|
|
||||
|
d5 = d1 + 2t = 36 + 2 2,5 = 41 мм , |
||||||
284
Розділ 12 |
|
|
Приклади розрахунку і проектування передач |
|||||||
δo |
= ( 2,5...4 )m = 5...8 мм, приймаємо δо |
= 8 мм. |
|
|||||||
Товщина диску С = 0,3b = 0,3 40 =12 мм. |
|
|
|
|
||||||
Внутрішній діаметр обода |
=174,17 − 2 8 =158,17 мм. |
|
||||||||
|
D0 = d f − 2δ0 |
|
||||||||
Діаметр центрового кола |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Dотв = 0,5( D0 + d мат ) = 0,5(158,17 +88 ) =123,085 мм. |
|
|||||||||
|
D |
− d |
мат |
|
158,17 −88 |
=17 мм. |
|
|||
Діаметри отворів dотв ≈ |
0 |
4 |
= |
|
4 |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Шестірня виконується сульною шириною b1=44 мм. |
|
|||||||||
Після цього проводимо, приблизно посередині аркушу, паралельно до |
||||||||||
його короткої сторони вертикальну осьову лінію; потім дві горизонта- |
||||||||||
льні лінії – осі |
валів на відстані |
аw=125мм (рис.1.5). Викреслюємо спро- |
||||||||
щено шестірню і колесо у вигляді прямокутників, окреслюємо внутрішню |
||||||||||
стінку корпуса на відповідних відстанях А та |
А1 . Найменша відстань |
|||||||||
між колесом і стінкою корпуса: |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
з діаметральної сторони А = (1,0...1,2)δ = 8...9,6 мм, приймаємо А=9мм; |
||||||||||
з торцевої сторони А1=А=9мм. |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Викреслюємо контури підшипників. Вирішуємо питання про змащу- |
||||||||||
вання підшипників. Приймаємо, що підшипники будуть змащуватись мас- |
||||||||||
ляним туманом, |
який утворюватиметься від розбризкування масла у зоні |
|||||||||
зубчастого зачеплення. Підшипники ведучого вала захистимо масловідбив- |
||||||||||
ними кільцями від інтенсивного розбризкування масла у зоні зачеплення. Їх |
||||||||||
товщина визначається розміром y=2 мм. |
|
|
|
|
|
|
||||
Після цього визначаємо розміри корпуса ре- |
|
|
|
|||||||
дуктора (див.табл.10.5) |
|
|
|
|
|
|
|
A |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Товщина стінок основи корпуса і кришки: |
|
|
b2 |
|
||||||
δ = 0,025а |
+1 = 0,025 125 +1 = 4,125 мм, |
|
|
|
|
|
||||
приймаємо δ = 8 мм; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
δ1 = 0,02а+1 = 0,02 125 +1 = 3,5 мм, |
|
|
|
|
|
|||||
приймаємо δ1 = 8 мм. |
|
|
|
|
|
|
|
lмат |
|
|
Товщина верхнього фланця основи корпуса |
|
|
A1 |
|
||||||
b =1,5δ =1,5 8 =12 мм. |
|
|
|
|
|
w |
||||
|
|
|
|
|
y |
|||||
|
|
|
|
|
a |
|||||
Товщина нижнього фланця кришки |
|
|
|
|
|
|
||||
b1 =1,5δ1 =1,5 8 =12 мм. |
|
|
|
|
|
|
|
|||
Товщина нижнього фланця основи корпуса |
|
|
b1 |
|
||||||
без бобишки |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
p = 2,35δ = 2,35 8 =18,8 мм, приймаємо 19 мм. |
|
|
>10m |
|
||||||
Товщина ребер основи корпуса |
|
|
|
|
|
|
||||
m = ( 0,85...1)δ = 6,8...8 мм, приймаємо m=7 мм. |
|
|
Рисунок 1.5 – Ескізна |
|||||||
Товщина ребер кришки |
|
|
|
|
|
|
|
|||
m1 = ( 0,85...1)δ1 = 6,8...8 мм, приймаємо m1=7мм. |
|
компоновка редуктора |
||||||||
|
|
|
|
|||||||
Діаметр фундаментних болтів |
|
|
|
|
|
|
|
|||
d1 = ( 0,03...0,036 )a +12 =15,75...16,5 мм, |
приймаємо болти М16. |
|
||||||||
286 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Розділ 12 |
|
Приклади розрахунку і проектування передач |
||
|
l3 |
l3 |
|
l4 |
|
A |
|
|
|
|
à |
|
|
|
|
Ç50 |
Ç45 |
Ç40 |
Ç35 |
|
|
lìàò |
|
|
|
|
A1 |
|
=125 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
w |
|
à |
|
y |
a |
|
|
|
||
Ç30 |
Ç35,1 |
|
|
|
|
|
>10m |
|
|
l1 |
l2 |
l2 |
|
|
|
Рисунок 1.6 – Ескізна компоновка редуктора |
|||
Довжина гнізда
l = δ + c2 + RБ +( 3...5 ) = 8 +18 +1,1 12 +( 3...5 ) = 44 мм.
288
Розділ 12 |
Приклади розрахунку і проектування передач |
Товщина ребер S = 0,8C = 0,8 9,375 = 7,5 мм.
Продовжуємо компоновку редуктора. Конструюємо вузол ведучого ва-
ла (рис.1.6):
шестірню виконуємо окремою деталлю і фіксуємо її на валу з одного боку потовщенням вала (бурт), а з другого боку розпірною втулкою;
між торцем підшипника і внутрішньою поверхнею стінки корпуса викреслюємо масловідбивні кільця. Кільця встановлюємо на той же діаметр, що і підшипники;
викреслюємо кришки підшипників з ущільнюючими прокладками товщиною 1 мм і болтами. Ущільнення використовуємо манжетне;
перехід від діаметра 35 мм до діаметра 30 мм виконуємо на відстані достатній для розміщення маточини муфти так, щоб вона не зачіпала головки болтів, які кріплять кришку.
Довжина ділянки вала під маточиною муфти визначається її довжи-
ною.
Аналогічно конструюємо вузол веденого вала. Для фіксації циліндричного колеса передбачаємо з одного боку потовщення вала, а другого – розпірну втулку.
Від осьового переміщення конічна шестірня фіксується на валу притискною шайбою.
На валах використовуються призматичні шпонки з округленими тор-
цями (ГОСТ 23360-70).
Безпосередніми замірами уточняємо довжини ділянок вала, відстань між опорами, положення зубчастих коліс.
1.8 Побудова розрахункових схем валів і визначення реакцій в опорах. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів
Ведучий вал.
У попередніх розрахунках циліндричної передачі ми визначили сили в зачепленніFt = 2210 Н, Fr = 837,9 Н, Fа = 644,6 Н. Навантаження, яке переда-
ється на вал від муфти (табл.7.2, розд.7) FM =125 T1 =125
78,3 =1106 Н. Із
ескізної компоновки редуктора встановлені лінійні розміри вала: l1 =100 мм,
l2 = 43 мм. Розрахункова схема вала зображена на рис.1.7. Визначаємо реакції в опорах у площині yz.
∑М А(Fi )= 0 : Fмl1 − Fr l2 + RBY 2l2 + Fa 0,5d1 = 0
RBY |
= |
Fr l2 − Fмl1 − Fa 0,5d1 |
= |
837,9 0,043 −1106 0,1 − 644,6 0,0354 |
= −1132 Н |
||||||
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
2l2 |
|
|
|
2 0,043 |
|
|
||
|
|
∑М B (Fi )= 0 : Fм (l1 + 2l2 )− RAY 2l2 + Fr l2 + Fa 0,5d1 = 0 |
|||||||||
|
|
|
RAY = |
|
Fм( l1 + 2l2 ) + Fr l3 + Fa 0,5d1 |
= |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
2l2 |
|
|
||
|
|
= |
1106 0,186 |
+837,9 0,043 + 644,6 0,0354 |
= 3076 |
Н |
|
||||
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
2 0,043 |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
289 |
Розділ 12 |
|
|
|
Приклади розрахунку і проектування передач |
|||
|
|
|
Á |
|
À |
|
|
|
|
|
|
|
Fa |
F |
|
|
|
|
|
|
|
t |
|
|
|
|
|
|
Fr |
|
|
|
|
T1 |
Á |
|
À |
|
a |
|
|
|
|
|
|||
|
|
l1 |
|
l2 |
l2 |
|
|
|
|
|
|
|
Fa |
F |
|
y |
|
|
|
|
|
t |
|
|
|
R |
A |
F |
d1 |
B |
|
|
z |
|
AY |
r |
2 |
||
|
|
RAX |
|
|
|
||
x |
FM |
T |
|
|
RBY |
RBX |
|
y |
|
1 |
RAY |
A |
Fa |
Fr |
|
|
|
B |
|||||
z |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
RBY |
|
|
|
FM |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Mx ,H·M |
|
|
|
|
|
25,85 |
48,67 |
|
|
|
|
110,6 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Ft |
|
|
x |
z |
|
|
A |
|
|
B |
|
|
RAX |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
RBX |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
My ,H·M |
|
|
|
|
|
47,52 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
T1 ,H·M |
|
|
|
|
|
|
78,3 |
|
|
Рисунок 1.7 – Розрахункова схема ведучого вала |
||||||
291
Розділ 12 |
|
|
|
|
|
Приклади розрахунку і проектування передач |
||||
|
|
|
À |
|
|
Á |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Fa1 |
Fr1 |
|
|
|
À |
Fr |
F |
Á |
|
Ft1 |
||
|
|
|
|
a |
l4 |
|
|
|||
y |
RCY |
|
l3 |
Ft |
|
l3 |
|
|
||
RCX |
|
|
RDY |
D |
|
|
|
|||
|
z |
|
|
|
|
F |
||||
|
|
|
d |
|
R |
d1 |
|
|||
|
C |
|
|
|
|
|
r1 |
|||
x |
|
|
2 |
F |
|
DX |
2 |
Fa1 |
Ft1 |
|
|
|
|
2 |
|
|
|||||
|
|
Ft |
r |
|
|
|
|
|
||
y |
R |
C |
F |
|
D |
|
|
|
||
CY |
|
|
a |
|
|
|
|
|||
|
z |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
RCY |
|
Fr |
F |
RDY |
|
|
Fa1 |
Fr1 |
|
|
|
|
|
|
a |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
51,86 |
|
|
|
|
|
|
|
|
38,77 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Mx ,H·M |
|
|
|
|
|
18,92 |
|
|
|
|
29,74 |
|
RCX |
C |
|
|
|
|
D |
|
|
|
x |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
z |
|
|
|
|
RDX |
|
|
|
|
|
|
|
|
Ft |
|
|
|
Ft1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
249,65 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
167,03 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
My ,H·M |
|
|
|
|
186,0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
T ,H·M |
Рисунок 1.8 – Розрахункова схема веденого вала
292
Розділ 12 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Приклади розрахунку і проектування передач |
|||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
RDY = |
Fr l3 + Fa 0,5d2 + Fr1( 2l3 + l4 ) − Fa1 0,5d1 |
= |
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2l3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
= |
837,9 0,0382 + 644,6 0,0895 +843 0,1732 − 413 0,072 |
|
= 2695,9 Н |
||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 0,0382 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
∑М D (Fi )= 0 ; RCY 2l3 + Fr l3 + Fa 0,5d2 − Fa1 0,5d1 + Fr1l4 = 0 |
|||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
R |
|
= Fr l3 − Fa 0,5d2 + Fa1 0,5d1 − Fr1l4 = |
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
CY |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2l3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
= |
837,9 0,0382 + 413 0,072 − 644,6 0,0895 −843 0,0968 |
= −1015 Н |
|||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 0,0382 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
Перевірка: RСY + Fr − RDY + Fr1 = 0 |
; 1015 +837,9 − 2695,9 + 843 = 0 ; |
||||||||||||||||||||||||||||||||||
Визначаємо реакції в опорах у площині хz. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
∑М С (Fi )= 0 : |
|
− RDX 2l3 − Ft l1 + Ft1( 2l3 + l4 ) = 0 |
|||||||||||||||||||||||||||||
RDX = |
− Ft l3 + Ft1( 2l3 +l4 ) |
= |
− 2210 0,0382 + 2579( 0,0764 + 0,0968 ) |
= 4741,6 Н; |
|||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
2 l3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 0,0382 |
|
|
|
Ft l3 + Ft1l4 |
|
|
|||||||||
|
∑М |
D |
(F ) = 0 : |
− R 2l |
3 |
+ F l |
3 |
+ F l |
= 0 |
R = |
|
||||||||||||||||||||||||
|
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
i |
|
|
|
|
|
CX |
|
|
t |
t1 4 |
|
|
|
CX |
|
|
|
|
|
2 l3 |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
2210 0,0382 + 2579 0,0968) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
R |
= |
= 4372,6 Н |
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
CX |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 0,0382 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Перевірка: − RCX |
+ Ft 2 |
+ RDX |
− Ft1 = 0 ; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
- 4372,6 + 2210 + 4741,6 − 2579 = 0 . |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
Сумарні реакції: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
R |
|
= |
|
|
R2 |
|
+ R2 |
= |
|
4372,92 +10152 |
= 4488,9 |
Н; |
|
|
|
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
C |
|
|
|
|
СX |
|
|
|
|
СY |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
RD = |
|
RDX2 + RDY2 |
|
= |
4741,62 |
+ 2695,92 = 5436,7 Н |
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
Побудова епюр згинаючих і крутних моментів. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||
Розіб’ємо ведений вал (рис.1.7) на три ділянки. Побудуємо епюру у |
|||||||||||||||||||||||||||||||||||
площині yz. |
M x = RCY z1 ; |
0 ≤ z1 ≤ l3 |
= 38,2 мм. Якщо z1 = 0 , M x |
= 0 ; |
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||
1 ділянка. |
|
|
|
||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
якщо z1 = l3 , M x |
= 38,77 Нм |
|||||||||||||
2 ділянка. |
|
M x = RСY ( l3 + z2 ) − 0,5Fа d2 + Fr z2 ; |
0 ≤ z2 ≤ l3 = 38,2 мм. |
||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Якщо |
z2 |
= 0 , |
M x |
= −18,92 Нм; |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
якщо |
z2 |
= l3 , |
|
|
|
M x = 51,86 Нм |
||||||||
3 ділянка. M x = RСY ( 2l3 + z3 ) − 0,5Fа d2 + Fr ( l3 + z3 ) − RDY z3 ; |
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
0 ≤ z3 ≤ l4 |
|
= 96,2 мм. |
Якщо z3 = 0 , |
M x |
= 51,86 Нм; |
|||||||||||||||||||||||
Будуємо епюру у площині xz. |
|
якщо z3 = l4 , |
M x |
= −29,74 Нм |
|||||||||||||||||||||||||||||||
= 38,2 мм. Якщо z1 = 0 , |
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||||||||||
1 ділянка. M y = −RCX z1 ; |
0 ≤ z1 ≤ l3 |
M x = 0 ; |
|||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
293 |
|
||
Розділ 12 Приклади розрахунку і проектування передач
lg e = |
lg(Rr / C0 )−1,114 |
= |
lg(5436,7 / 25600) |
−1,114 |
= −0,354 |
; |
e = 0,443 . |
|
4,729 |
4,729 |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
||
Визначаємо осьове навантаження на підшипник за рівнянням: |
||||||||
|
|
− RaС + Fa − Fa1 + RaD = 0 . |
|
|
|
|||
За умовою відсутності зазору у підшипниках RaC ≥ SC |
; |
RaD ≥ SD . |
||||||
Тут SC = eRC = 0,443 4488,9 =1988,58 Н ; |
|
|
|
|||||
|
SD = eRD = 0,443 5436,7 = 2408,46 Н. |
|
|
|
||||
Нехай RaD = SD , тоді RaC = 644,6 − 413 + 2408,46 = 2640,06 Н. Очеви-
дним є, що умова RaС ≥ SС виконується.
Визначаємо еквівалентне навантаження на підшипник. Знайдемо від-
ношення Ra = 2408,46 = 0,443 . В залежності від значення е і співвідношен-
Rr 5436,7
ня Ra знаходимо за табл.8.10 значення коефіцієнтів осьового і радіально-
Rr
го навантаження. Х=1, Y=0.
P =1 5436,7 = 5436,7 Н
Тоді
L= 32,3 103 3 = 209,7 млн.об.
5436,7
= 106 π 209,7 =
Lh 8980 год. 1800 40,74
Довговічність підшипника задовільна.
2.10 Перевірка міцності шпонкових з’єднань
Шпонки, що використовуються в з‘єднаннях, розміри їх пазів і
довжини шпонок |
вибрані за ГОСТ 23360-78. |
Вибрані шпонки призма- |
||||||
тичні з округленими торцями: |
має такі розміри |
b =12 мм, |
h =8 |
мм, |
||||
Шпонка |
під |
шестірнею |
||||||
t1 = 5 мм, t2 = 3,3 мм, l = 40мммм. |
|
|
|
t1 = 5 мм, |
||||
Шпонка під муфтою має такі розміри b =10 мм, h =8 мм, |
||||||||
t2 = 3,3 мм, l = 40 мм. |
колесом |
має |
такі |
розміри |
b =14 |
мм, |
||
Шпонка |
під |
зубчастим |
||||||
h = 9 мм, t1 = 5,5мм, t2 = 3,8 мм, l = 63мм. |
має |
такі |
розміри |
b =10 |
мм, |
|||
Шпонка |
під |
конічною шестірнею |
||||||
h =8 мм, t1 = 5 мм, t2 = 3,3 мм, l = 45 мм. |
|
|
|
|
|
|||
Матеріал |
шпонок – сталь 45 нормалізована. Допустимі напруження |
|||||||
зминання при стальній маточині |
σ змadm =100...120 МПа . |
|
|
|||||
296 |
|
|
|
|
|
|
|
|
48
51
Розділ 12 Приклади розрахунку і проектування передач
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Формат |
Çîíà |
Ïîç. |
|
Позначення |
|
Найменування |
|
ʳë. |
Ïðè- |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
ì³òêà |
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
37 |
|
|
|
|
|
П³дшипник 36307 |
|
2 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ÃÎÑÒ 831-75 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
38 |
|
|
|
|
|
Шпонка 10х8х40 |
|
1 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ÃÎÑÒ 23360-78 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
39 |
|
|
|
|
|
П³дшипник 36209 |
|
2 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ÃÎÑÒ 831-75 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
40 |
|
|
|
|
|
Шпонка 14х9х63 |
|
1 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ÃÎÑÒ 23360-78 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ϳäïèñ³ äàòà |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
²íâ. ¹ êîï. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Âçàì. ³íâ. ¹ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ϳäïèñ³ äàòà |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
îðèã. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
²íâ. ¹ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ÊÏ.ÏÑ-06.02.00.000 ÑÊ |
|
Àðê. |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Çì. |
Àðê. |
¹ докум. |
ϳäïèñ |
Äàòà |
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Êîï³þâàâ |
Формат A4 |
|
||||
306