Глава 3 - Проектирование вибровозбудителя (1225401), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

Рисунок 3.4 − Силовая схема нагружения валов

3.7 Определение размеров ступеней валов виброблока

Основными критериями работоспособности валов виброблока являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию - совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от изгиба, то их обычно не учитывают.

3.7.1 Определение геометрических параметров ступеней валов

Вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров, установленных на вал деталей.

Вал вибровозбудителя представляет собой ступенчатое цилинд­рическое тело, на который посажены зубчатое колесо и дебаланс, а также подшипники качения.

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l. Определенные параметры занесем в таблицу 3.11.

Определим размеры вала-шестерни.

1-я ступень вала под полумуфту

, (3.12)

где − крутящий момент на соответствующем валу, Н·м; –допускаемые напряжения при кручении =10...20 Н/мм².

мм

Диаметр расчетного сечения

Из ряда Ra 40 принимаем ближайшее значение =42 мм.

Тогда длина выходного конца вала под полумуфту

(3.13)

Из ряда Ra 40 принимаем 63 мм.

2-я ступень вала под подшипник

(3.14)

где t - высота буртика, мм, выбирается по таблице 3.11.

Таблица 3.11 – Значения высоты буртика, фаски ступицы, фаски подшипника

Тогда для =42, t = 2,8

Округляем до ближайшего значения внутреннего кольца подшипника.

Предварительно выбираем .

Длина вала под подшипник определяется графически

3-я ступень вала под шестерню

(3.9)

где r – фаска ступицы, мм (таблица 3.3)

Из ряда Ra 40 принимаем =60 мм.

Длина вала под колесо определяется графически на эскизной компоновке.

4-я ступень - под подшипник.

Определим размеры вала колеса.

1-я ступень вала под подшипник

Округляем до ближайшего значения внутреннего кольца подшипника.

Предварительно выбираем .

Длина вала под подшипник определяется графически.

3-я ступень вала под колесо

Из ряда Ra 40 принимаем =63 мм.

82 мм.

4-я ступень - разделительный бурт определяется графически на эскизной компоновке.

;

.

5-я ступень под дебаланс определяется графически на эскизной компоновке

Диаметр вала под дебаланс

.

Длина вала под дебаланс

.

Конструктивная схема дебалансного вибратора представлена на рисунке 3.5.

Для цилиндрической прямозубой передачи применяют подшипники легкой или средней серии для быстроходного вала и легкой серии для тихоходного вала.

1 − зубчатая передача; 2 − дебалансы

Рисунок 3.5 − Конструктивная схема вибратора

3.8 Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности , Н с базовой , Н или базовой долговечности L_10h, ч (L₁₀ млн. оборотов), с требуемой L_h ч, по условиям:

или .

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника , пред­ставляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 10⁶ оборотов внутреннего кольца. Значения указаны в каталоге / / для каждого типоразмера подшипника. Параметры предварительно выбранных подшипников представлены в таблице 3.12.

Таблица 3.12 − Параметры подшипников шариковых радиальных однорядных

Требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162−85 и составляет для зубчатых 10000 ч. Расчетная динамическая грузоподъемность , Н, и базовая долговечность L_l0h, ч. определяются но формулам:

(3.10)

где R_e − эквивалентная динамическая нагрузка, Н; − угловая скорость соответствующего вала; т − показатель степени: т = 3 для шариковых подшипников.

, (3.11)

где Q − возмущающая сила дебаланса, Q=3420 Н.

.

Тогда

− для быстроходного вала

− для тихоходного вала

Подшипники пригодны.

Тогда

− для быстроходного вала

ч (3.12)

− для тихоходного вала

.

Окончательно принимаем подшипники сери 210 для быстроходного вала и 211 - для тихоходного.

3.9 Конструирование зубчатых колес

Основные параметры зубчатых колес (диаметр, ширина, модуль, число зубьев и пр.) определены при проектировании передач. Конструкция колес зависит главным образом от проектных размеров, материала, способа получения заготовки и масштаба производства.

В таблице 3.14 даны расчеты конструктивных элементов зубчатых колес при индивидуальном и мелкосерий­ном производстве.

Основные конструктивные элементы колеса обод, ступица и диск (рисунок 3.6).

Обод воспринимает нагрузку от зубьев и должен быть достаточно прочным и в то же время податливым, чтобы способствовать равномерному распределению нагрузки по дли­не зуба. Жесткость обода обеспечивает его толщина S.

Ступица служит для соединения колеса с валом и может быть расположена симметрично, несимметрично относительно обода или равна ширине обода (см. рисунки таблиц 3.14). Это определяется технологическими или конструктивными условиями. Длина ступицы должна быть оптимальной, чтобы обеспечить, с одной стороны, устойчивость колеса на валу в плоскости, перпендикулярной оси вала, а с другой − получение заготовок ковкой и нарезание шпоночных пазов методом протягивания.

Диск соединяет обод и ступицу. Его толщина С определя­ется в зависимости от способа изготовления колеса. Иногда в дисках колес выполняют отверстия, которые используют при транспортировке и обработке колес, а при больших размерах и для уменьшения массы. Диски больших литых колес усиливают ребрами или заменяют спицами.

Острые кромки на торцах ступицы и углах обода притуп­ляю фасками f, размеры которых принимают по таблице 3.13.

Таблица 3.13 − Стандартные размеры фасок, мм

В проектируемых при­водах колеса получаются относительно небольших диаметров и их изготовляют из крупного проката или поковок. Большие колеса открытых зубчатых передач изготовляют литьем или составными. Ступицу колес цилиндрических редукторов рас­полагают симметрично относительно обода, а ступица колес от­крытых цилиндрических зубчатых передач может быть располо­жена симметрично и несимметрично относительно обода. Ступица колес закрытых и открытых передач комического зацепления выступает со стороны большего конуса.

В данном проекте, ввиду малого передаточного числа зубчатой передачи, целесообразно, в целях экономии материала, шестерню выполнить съемной.

Рисунок 3.6 - Конструкция цилиндрического зубчатого колеса

Таблица 3.14 − Конструкция цилиндрических зубчатых колес

Элемент колеса	Параметр	Способ получения заготовки	Значение
		ковка; штамповка	колесо	шестерня
1	2	3	4	5
Обод	Диаметр	dа (таблица 3.8)	210 мм	150
	Толщина		8,02	8,22
	Ширина	(таблица 3.8)	50,4	54,4

окончание таблицы 3.14

1	2	3	4	5
Ступица	Диаметр внутренний		63 мм	60 мм
	Диаметр внешний		95 мм	93 мм
	Толщина		19 мм	18 мм
	Длина		75 мм	72 мм
Диск	Толщина		14 12,6 мм	13,6 мм
	Радиусы закруглений и уклон		6 мм 7	6 мм 7

3.10 Расчет пружин сжатия

Пружина применяется в качестве упругого элемента, воспринимающего все нагрузки, которые вибровозбудитель стремиться передать на брус бульдозера. Проще и дешевле всего изготавливать витые пружины из проволоки круглого сечения. Это единственный упругий элемент с малыми габаритными размерами и при этом с большой энергоёмкостью.

Характеристики

Список файлов ВКР