Читайте также:
|
|
Вращающиеся валы редуктора испытывают переменное напряжение от изгиба и кручения, т.е. их расчет следует вести на выносливость по напряжениям изгиба и кручения.
Предварительный расчет заключается в определении диаметров выходных концов валов из условия прочности на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:
где - расчетные напряжения, МПа,
Ткр - крутящий момент в сечениях вала, Н • мм,
W p = 0,2 d3 - момент сопротивления кручению, мм3;
- пониженное допускаемое касательное напряжение.
Принимаем для валов сталь 45 . Остальные диаметры валов принимаются конструктивно.
6.1. Диаметры выходных концов валов
.
Быстроходный (ведущий) вал: Ткр1=Т1=Тэд •u2 = 32,79•2,437 = 79,91 Н•м
Принимаем стандартный диаметр dв1=25 мм (табл. П 6.1).
Тихоходный (ведомый) вал: Ткр2=Т2 = 296,3 Н•м
.
Принимаем стандартный диаметр dв2=40 мм .
6.2. Размер сечения шпонок: на конце быстроходного вала устанавливается большой шкив клиноременной передачи, на конце тихоходного вала - полумуфта. Для передачи вращающих моментов со шкива на вал и с вала на полумуфту
служат призматические шпонки, размер сечений которых выбирается по диаметру вала (табл. П 6.2):
для dв1 = 25 мм: bхh = 8х7мм; t2 = 3,3мм; t1 = 4,0мм;
для dв2 = 40 мм: bхh = 12х8 мм; t2 = 3,3мм; t1 = 5,0мм;
6.3. На рис. 6.1 показана конструкция вала. Диаметры валов под крышками подшипников; в этих местах валы уплотняются манжетами (сальниками) для предотвращения выливания масла:
dм1≥ dв1+2t2 = 25+2•3,3 = 31,6 мм;
dм2≥ dв2+2t2 = 40 + 2•3,3 = 46,6 мм.
Принимаем (табл, П 6.1) dм1 = 32 мм; dм2 = 48 мм.
6.4. Диаметры валов под подшипником: каждый вал устанавливается в корпусе на двух радиальных шариковых подшипниках. Диаметры валов принимаем кратными пяти, увеличивая предыдущие диаметры dм2 и dм2:
dп1 =35 мм; dп2 = 50 мм.
Для вала шестерни предварительно принимаем подшипники легкой серии №207. вала колеса - особо легкой серии №110 (табл. П 8.1).
6. 5. Диаметры валов под шестерню и колесо: увеличиваем на 4÷6 мм предыдущие диаметры и округляем их до рекомендуемых (табл. П 6.1):
dш=40 мм: dк = 55 мм.
Сечения шпонок для этих диаметров (табл. П 6.2)
для dш = 40 мм: bхh = 12х8 мм; t2 = 3,3мм; t1 = 5,0мм;
для dk = 55 мм: bхh = 16х10 мм; t2 = 4,3мм; t1 = 6,0мм;
Шестерня может изготовлена как целое с валом (вал-шестерня), или посадкой на шпонке, что зависит от величины перемычки металла между окружностью впадин зубьев df 1 и шпоночным лазом.
Если , то принимается конструкция вал-шестерня.
, т. е. шестерня и вал изготовляются как единое целое.
6.6. Для фиксации колеса на валу в осевом направлении служит буртик,
диаметр которого dб≥ dk + (4÷6) мм = 50 ÷ 61 мм; принимаем dб = 60 мм.
6.7. Межопорные расстояния: расстояние между серединами подшипников для валов шестерни и колеса рассчитываются по формуле = b1+2A+2A1+B1,
где b1 = 70 мм - ширина шестерни (табл. 3.1);
А = 10 мм - расстояние между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса редуктора;
A1= 10 мм - расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и торцом подшипника;
B1 = 17 мм - ширина подшипника №207 (табл. П 8.1);
Тогда = 70 + 2•10 + 2•10 + 17 = 127 мм.
Расстояние от середины подшипника до середины шкива клиноременной передачи:
= 0,5(В 1+ bшк) + 30÷40 мм
где В1 = 17 мм - ширина подшипника,
bшк = 65 мм - ширина шкива (табл. 4.1).
Тогда = 0,5(17 + 65) + 30÷40 = 71÷81 мм.
Для варианта с цепной передачей вместо bшк надо принять длину ступицы звездочки =1,6d в 1=1,6•25=40мм.
Принимаем = 130 мм = 0,13 м; 1 = 75 мм =0,075 м.
Рис.6.1. Конструкция тихоходного вала
6.8. Расчетные схемы нагружения валов
Схемы нагружения валов и оси координат показаны на рис. 6.2 (плоскость Оху в плоскости осей редуктора, ось Оz перпендикулярна к рисунку). На рисунке шестерня и колесо условно выведены из зацепления, показаны силы в зацеплении: окружная F t, радиальная Fr, осевая Fa (эти силы на шестерне и колесе одинаковы, но противоположно направлены). На левом конце ведущего вала редуктора показана сила от ременной передачи FB. Силы в зацеплении зубчатых колес (табл. 3.1): Ft = 2315 Н, Fr = 856 Н, Fа = 413 Н.
Сила FB = 1121 Н (табл. 4.1) направлена под углом к плоскости осей редуктора (Оху), ее составляющие по осям y и z:
Fвy = Fвz = Fcos45°= 1121•0,7071 = 793 Н.
На рис. 6.2 б) показаны схемы нагружения ведущего вала в плоскостях Оху и Oxz.
Рис.6.2. Схемы нагружения валов
От осевой силы Fa на вал действует момент
,
где d1 = 64 мм, (табл, 3.1) - диаметр делительной окружности шестерни.
На рис. 6.2 в) показаны схемы нагружения ведомого вала в двух плоскостях.
От осевой силы Fa на вал действует момент пары сил:
,
где d2 =256 мм, (табл. 3.1) - диаметр делительный колеса.
6.9. Реакции в опорах (подшипниках) валов определяем из уравнений равновесия статики.
6.9.1. Ведущий вал, плоскость Оху.
Уравнения моментов:
Откуда
Проверка:
Реакции найдены правильно.
Ведущий вал, плоскость Охz. Уравнения моментов:
,
откуда
.
Проверка:
Реакции найдены правильно.
Суммарные реакции в опорах:
6.9.2. Ведомый вал. Плоскость Охy.
Откуда:
Проверка:
Реакции найдены правильно.
Ведомый вал, плоскость Охz. В силу симметрии нагрузки
Суммарные реакции в опoрах С и D
6.10. Большие суммарные реакции RA = 2904H и RD = 1427H используются при подборе подшипников.
.
Дата добавления: 2015-07-16; просмотров: 69 | Нарушение авторских прав
<== предыдущая страница | | | следующая страница ==> |
Давление в шарнире проверяем по формуле | | | Уточненный расчет ведомого вала |