Детали машин. Курсовое проектирование. Дунаев, Леликов 2004 (968756), страница 37
Текст из файла (страница 37)
6.2 находим осевые силы,нагружающие подшипники:/г,1=1128Н;Ra2 = Ra} += 1128 + 284,6 « 1413 Н.Огаошение Rai/(VRri) = 1128 / (1 • 3883) = 0,29, что меньше в == 0,35 и для опоры 1: Х= 1 , 7 = 0 . Отношение Rai / (VRri) = 1413 // (1 -4575) = 0,31, что меньше е = 0,35 и для опоры 2:Х= 1 и 7 = 0.Таким образом, эквивалентные динамические нагрузки, как иранее: 7?EI = 5436 Н; Re2 = 6405 Н.Расчетный ресурс подшипника более нагруженной опоры 2при 023 = 0,6 и/7 = 3,33Rai=^p 1лбАоаЛ - ^23h j60«/ 10100064053,3310^60-448,9 = 217036 4.Это больше требуемого ресурса Ь'^аи = 60000 ч, поэтому намеченный подшипник 73 09А подходит.
Основные размеры подшипника: d = AS мм, Z) = 100 мм, Г= 27,5 мм.Подбор подшипников для выходного вала. Частота вращениявыходного вала с учетом фактического значения передаточногочисла редуктора п = 448,9 / 3,182 = 141,1 мин~\ d= 50 мм; требуемый ресурс подшипников L'\oah = 60000 ч. Схема установки подшипников - враспор. Радиальные реакции опор: Rr^ = 1990 Н, Rrx- == 5722 Н. Вал нагружен осевой силой Fai = 905,6 Н. Возможныкратковременные перегрузки до 150 % номинальной нагрузки.
Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы /раб=50Предварительно принимаем подшипник роликовый коническийлегкой серии 721 OA. Из табл. 19.24 для этого подшипника выписываем: С = 70400 Н; е = 0,43; У= 1,4. Ддя определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис.
13.4, б) квиду, представленному на рис. 6.4, а. Получим R^i = R,r5722 Н,Rri == 1990 Н, Fa = Fa2 = 905,6 Н.306Определяем осевые составляющие:/?,, = 0,83e/?H = 0,83 • 0,43 • 5722 = 2042 Н;Rs2 = 0,S3eRr2 = 0,83 • 0,43 • 1990 = 710 Н.Так как Д,, > Лд (2042 > 710) и Fa> О (Fa = 905,6), то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нафужающие подшипники:Ra, == 2042 Н;= Д,, += 2042 + 905,6 = 2947,6 Н.Отношение/(F/?H) = 2042/(1 • 5722) = 0,357, что меньшее = 0,43 и для опоры 1: X = 1, Y = 0. Отношение Ra2 / (VRri) == 2947,6 / (1 • 1990) = 1,48, что больше е = 0,43 и для опоры 2: Х == 0,4и Г= 1,4.Эквивалентные динамические нагрузки при АГБ = 1,4 и iSTx = 1:Ле, = VXRrxK^Kj = 1 • 1 • 5722 • 1, 4 • 1 = 8011 Н;RE2 = iVXRr2 + YRa2)KsKT == (1 •0,4 - 1990+ 1,4 •2947,6)1,4 - 1 =6892 Н.Расчетный ресурс более нагруженного подшипника опоры 1при «23 = 0,6 и р = 3,33АоаЛ - ^23ЛЕ60«7040080113,33,1060-141,1 -98540 ч.Это больше требуемого ресурса Ь'\оаи = 60000 ч, поэтому намеченный подшипник 721 OA подходит.
Основные размеры подшипника: d=50 мм, Z) = 90 мм, Т= 22 мм.Выбор посадок колец подшипников. Внутренние кольцаподшипников входного и выходного валов подвержены циркуляционному нагружению, наружные - местному. Для более нагруженного подшипника входного вала R^l Сг = 6405 / 101000 = 0,063.По табл. 6.6 выбираем поле допуска вала кб. Для более нагруженного подшипника выходного вала 7?E / С = 8011/70400 = 0,114 поле допуска к6. По табл. 6.7 поля допусков отверстий корпуса HI.Построение эпюр моментов и расчеты валов на прочностьвыполняем подобно тому, как это было показано для цштдрическогоредуктора (см. разд.
13.1).307Конструирование стакана и крышек подшипников. Примемдля опор входного вала конструкцию стакана по рис. 7.1, б. Размеры конструктивных элементов стакана (мм):D100ВинтDa5120105212dZМ106СОфt101605Поскольку стакан перемещают при сборке для регулированияосевого положения конической шестерни, принимаем посадку стакана в корпус 0120 Hlljs6.Крышки подшипников примем привертными: для входноговала (7) по типу рис.
12, в; для выходного (2) - по типу рис. 12, а, в.Размеры конструктивных элементов крышек (мм):ВалD51100290Винт5,52СОф697101604868125dz7М106MSСмазывание и уплотнения. Окружная скорость коническогоколесаV = nd„anl 60000 = 3,14 . 224,96 • 144,4 / 60000 = 1,7 м/с.Контактные напряжения Оц ~ 584 Н/мм1 По табл. 8.1 и 8.2принимаем масло И-Г-А-32.
Система смазывания - картерная.Глубина погружения конического колеса в масляную ванну = 35мм (должны быть полностью погружены зубья колеса).Примем для входного вала редуктора манжетное уплотнение(см. табл. 19.16), а для выходного вала - комбинированное: уплотнение упругой стальной шайбой по типу рис. 8.20 в сочетании сш^елевым уплотнением и формой канавки по рис. 8.21, а.Конструкцию корпуса конического редуктора принимаем потипу рис. 11.15.308Толщина стенки корпуса5 = 1,3 V r = 1,3^293,4 = 5,38 мм.В соответствии с условием (11.1) принимаем 5 = 6 мм.
Толщина стенки крышки 5] = 6 мм. Размеры прилива для размещениякомплекта вала конической шестерни:= + 5 = 160 + 5 = 165 мм,D% = 1,25Z) + 10 = 1,25 • 120 + 10 = 160 мм. Другие элементы корпуса (см. разд. 11.1): h] = 3 мм; b = 10 мм; bi = 10 м м ; / = 3 мм;1= 12 мм; Dq= 130 мм; А'=63 мм.Диаметр винтов для соединения крышки с корпусомd = 1,25 V r = 1,25V293,4 = 8,3 мм.В соответствии с условием (11.2) принимаем Ml О, число винтов 2 = 8.
Диаметр отверстия для винта в крышке б/о = И мм (см. табл.11.1). Диаметр конического штифта= 8 мм.Диаметр винта крепления корпуса к раме (плите) d^ = 1,25 J == 1,25 • 10 = 12,5 мм. Принимаем Ml 2, число винтов z = 4. Диаметротверстия для винта с/о = 15 мм (см. табл. 11.1). Места крепленияредуктора к раме (плите) оформляем по рис.
11.8. Толщина лапы 20 мм; Ло = 50 мм; глубина ниши - 27 мм; ширина опорной поверхности - 45 мм.На рис. 13.5 приведен в качестве примера чертеж коническогоредуктора.13.3. Конструирование червячного редуктораРасчет червячной передачи см. разд. 3.4.3. Эскизная компоновка редуктора приведена на рис. 3.15. По условию примера производство среднесерийное. Примем первоначально центр червячного колеса литой из серого чугуна марки СЧЗО, венец наплавленный. Формы наплавленных венцов, представленные на рис.4.13, равноценны. Выберем вариант по рис.
4.13, в.По формулам разд. 4.1 и 4.6 получены следующие размерыконструктивных элементов червячного колеса (мм):d71/ст11571b2531620309и*Рис. 13.5ыРис. 13.5 (продолжение)Размеры конструктивных элементов червяка приведены на рис.3.15. Уточнение этих размеров может произойти в процессе конструирования опор, крышек подшипников, уплотнений, корпуса.Для передачи вращающего момента Т= 800 Н м с червячногоколеса на вал применим соединение с натягом.
Примем предварительно в качестве материала вала сталь марки 45 (GTI = 650 Н/мм^,Е\=2,\ • 10^ Н/мм^, |ii = 0,3; табл. 12.8), материала центра колесачугун марки СЧЗО (ао,2 = 140 Н/мм^ Ег = 0,9 • Ю^Н/мм^ Цг = 0,25).Пользуясь методикой подбора посадок с натягом, изложенной вразд. 5.3 (пример подбора посадки см. разд. 13.1 настоящей главы),получаем при сборке запрессовкой:к/Р5и6,[ЩпппМтах30,076113213,20145,243,75[Л^шах94,7108По условию прочности чугунного центра посадку выбрать невозможно, так как максимально допустимый по прочности центранатяг [Л^тах меньше минимального необходимого натяга [TVJmm(108 мкм < 145,2 мкм).Если осуществить соединение нагревом колеса, то изменяются следующие величины (остальные сохраняют свои значения):/Р5[Л1тш0,142,792,6106В этом случае также невозможно подобрать посадку, так как[Л^шах « [N]rmn (108 МКМ « 106 МКМ).Следовательно, серый чугун в качестве материала для центра колеса непригоден.
Примем для центра сталь марки 45 (Gj2 = 540 Н/мм^, см.табл. 12.8). Если соединение колеса с валом будем осуществлятьзапрессовкой, то по сравнению с первым вариантом расчета изменятся следующие величины:5Итах6679172[6]шах186[Л^шах199ПосадкаHllulFn321268Посадка выбрана с помощью табл. 5.5 по условиям: М^^п > [Л^тт( 8 1 м к м > 7 9 м к м ) и Л^тах < [Л]тах ( 1 2 3 МКМ < 1 9 9 м к м ) .312Если соединение осуществить нагревом.голеса, то изменятсяследующие параметры:/0,14Посадка5Р30,53346,2шивt, °С134Для выбранной посадки A^^in > [N]rnin (52мкм > 46,2 мкм) и< [Л^тах (87 мкм < 199 мкм), см. табл. 5.5.МОкончательно выбираем для соединения червячного колеса свалом 071 //7//6, способ сборки - нагрев колеса до температуры134Расчет шпоночных соединений.
Для передачи вращающегомомента Т = 55,5 • 10^ Н мм со шкива на вал червяка применимшпоночное соединение. По табл. 19.11 для диаметра вала 30 мм:b = 8,0 мм, h = 1 мм, /] = 4 мм. Длина шпонки / = 32 мм, рабочаядлина шпонки /р = / - 6 = 32 - 8 = 24 мм.Расчетные напряжения смятияIT2-55,5-10^= 51 H W ,30(7-4)24что меньше [а]см = 90 Н/мм^ для чугунной ступицы шкива.Для расчета шпоночного соединения на коническом конце вала червячного колеса найдем диаметр в среднем сечении участкадлиной / = 84 мм:=0,05/=56-0,05 • 84 = 51,8 мм.Шпонка призматическая (см. табл.
12.5): 6 = 14 мм, Л = 9 мм,t\ = 5,5 мм. Длина шпонки / = 80 мм, рабочая длина /р= / - 6 = 80 - 14 == 66 мм.Расчетные напряжения смятия при передаче вращающего момента Г =800- 10^ Н мм:2Т2-800 10^51,8(9-5,5)66= 134 Н/мм1что допустимо при установке стальной полумуфты ([а]см = 140 Н/мм^).313Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения реакций опор валов червячного редуктора приведены на рис.13.6 при вращении вала червяка (с правой нарезкой) по ходу часовой стрелки.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
