Детали машин

4.3.4  Усилия в зацеплении

Определение усилий в зацеплении косозубой цилиндрической передачи необходимо для расчета  валов и подбора подшипников. Силы в зацеплении показаны на рисунке 4.2.

Рисунок 4.2 - Силы в зацеплении.

 

Окружные  силы:

                                                                                               (4.40)                                                                                                 

 кН,              кН.

Радиальные  силы:

                                                                                    (4.41)

где α_w – угол зацепления (стандартный α_w = 20^°);

     β – угол наклона линии зуба (β = 8.429^°).  

 кН,             кН.

Осевые  силы:

                                                                                       (4.42)

 

кН,                 кН.

 

 

 

 

5 Расчет передач на ЭВМ и обоснование выбора оптимального варианта

 

Расчет  привода на ЭВМ производится для  закрытой цилиндрической и клиноременной передач. Проводится подбор оптимального выбора передач по следующим параметрам:

- для  ременной передачи рассчетные данные, полученные в пункте 3, следующие:

передаточное  число U_рем=5;

окружная  скорость ремня V=6,735 м/c;

межосевое расстояние а=779,329 мм;

длина ремня  L=2500мм;

требуемое число  ремней Z=4;

сила, действующая  на вал F_b=767,103 Н.

- для  цилиндрической передачи расчетные  данные, полученные в пункте 4, следующие:

диаметр шестерни d₁=68,28 мм;

диаметр колеса d₂=404,45 мм;

межосевое расстояние a_w=236,35 мм;

рабочая ширина шестерни b₁=72 мм, b₂=68 мм;

модуль m=2,5 мм;

угол наклона  линии зуба β=8,429⁰.

Данные, полученные расчетом на ЭВМ, приведены  в приложении А.

 

 

6 Выбор конструкции корпусных деталей и их расчет

 

Корпус предназначен для  размещения деталей передачи, обеспечения  смазки, восприятия усилий, возникающих  при работе, а также для предохранения  деталей передачи от повреждений  и загрязнений.

Наиболее распространенным материалом для литых корпусов является серый чугун (СЧ15).

Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными.

Габариты и форма редуктора  определяются числом и размерами  зубчатых колес, заключенных в корпус, положением плоскости разъема и  расположением валов.

В нижней части основания  корпуса предусматривают маслосливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой, и отверстие для установки маслоуказателя.

Для подъема и транспортировки  крышки, основания корпуса и собранного редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты.

Размеры элементов корпуса:

1. толщина стенок редуктора (d и d₁ ³ 7 мм):

                                                                   (5.1)

                                                                                     (5.2)

где а_* – межосевое расстояние, мм;

 мм.

 мм.

Принимаем δ₁ = 7 мм.

2. глубина корпуса редуктора должна обеспечивать V = (0.4 - 0.8) л/кВт:

                                                                                                     (5.3)

H = 110 мм.

3. размеры сопряжений принимаем в соответствии с указаниями [2] стр.124.

Расстояние от стенки Х = 3 мм.

Расстояние от фланца У = 15 мм.

Радиус закругления  R = 5 мм

Высота просвета h = 4 мм.

4. Диаметр болтов.

Фундаментных:

                                                                                                     (5.4)

 мм.

Ближайший по стандартам М16.

Соединяющих крышку корпуса  с основанием у подшипников:

                                                                                                      (5.5)

 

 

 

 мм.

Ближайший по стандартам М12.

Прочих:

                                                                                           (5.6)

 мм.

Ближайший по стандартам М8.

Крепящих крышку подшипников  с корпусом:

                                                                                             (5.7)

 мм.

Ближайший по стандартам М8.

Крепящих смотровую крышку:

                                                                                             (5.8)

 мм.

Ближайший по стандартам М8.

5. Количество фундаментных болтов: принимаем конструктивно из компоновки.                                      
6. Размеры элементов фланцев.

Ширина фланца К1 = 33 мм, Кф = 39 мм, К2 = 24 мм.

Расстояние от оси болта  до стенки С1 = 18 мм, С_ф= 21мм, C₂ = 13 мм. 

Диаметр отверстия d₀₁ = 13 мм, d_0ф= 17 мм, d₀₂ = 9 мм.

Диаметр планировки D₀₁ = 26 мм, D_0ф = 32 мм, D₀₂ = 17 мм.

Радиус закругления R₁ =4 мм, R_ф = 5 мм, R₂ = 3 мм.

7. Размеры элементов подшипниковых гнезд – [1] с. 73.

Диаметр расточки D принимаем по наружному диаметру подшипника.

Диаметр оси установки  болтов:

                                                                                        (5.9)

Наружный диаметр  фланца:

                                                                                    (5.10)

Длина гнезда подшипника:

                                        l_п = δ + К₁+ ( 3 – 5) = 7 + 33 + 4 = 44 мм                 (5.11)

Количество болтов для крепления крышки подшипников  n₄ = 4.

Диаметр болтов d₃ = 8 мм.

Глубина завинчивания l = 12 мм.

Глубина нарезания  резьбы l₁ = 20 мм.

Глубина сверления l₂ = 24 мм.

 

7 Выбор конструкции и ориентировачный расчет  валов. Подбор параметров шпоночного соединения

7.1 Проектный расчет валов

Валы  предназначены для установки  на них вращающихся деталей (зубчатых колес, шкивов, звездочек и т.д.) и передачи крутящего момента.

Конструкция валов в основном определяется деталями, которые на них размещаются, расположением и  конструкцией  подшипниковых узлов, видом уплотнений и технологическими требованиями.

Валы  воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, так как неизвестно расстояние между опорами и действующими силами. Поэтому  при  проектировочном  расчете  вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается  понижением допускаемого напряжения кручения.

1. _{Проектный расчет входного вала.}

Диаметр вала в опасном  сечении, мм:

                                               ,                                                  (7.1)

где  Т  – крутящий момент на рассматриваемом валу, Н·мм;

      – пониженные допускаемые напряжения кручения, Н/мм².

      = 20 МПа – для ведущего вала с учетом материала зубчатого колеса.

 = 29,189 мм.

При этом при выборе материала валов необходимо учитывать материал зубчатых колес. Для  зубчатых колес с более высокой твердостъю необходимо принимать  материал с  более высокой прочностью. Меньшие  значения [t_кр] рекомендуется выбирать  для быстроходных  валов, большие [t_кр] – для тихоходных.

Полученное  значение диаметра  должно быть округлено  по ГОСТ 8639-69  до ближайшего стандартного диаметра. d_1ст=30мм.

 

Диаметры остальных участков вала назначаем по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников качения, зубчатых колес и т. д., необходимости фиксации этих деталей на валу в осевом направлении в соответствии с данными [2] таблица 9.1. Этим требованиям отвечают ступенчатые валы.

Рассмотрим  ступенчатый вал согласно рисунку 6.1.

 

Рисунок 6.1 - Конструкция вала-шестерни

                                                       

,                                                   (7.2)

где – диаметр вала под уплотнение, мм;

= 30  + 6 = 36 мм.

                                                      

                                                   (7.3)

где – диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника;

= 36 + 4 = 40 мм.

                                                       

,                                                  (7.4)

где – диаметр вала под шестерню;

= 40 + 8 = 48 мм.

                                                       

= + 5,                                                   (7.5)

где – диаметр буртика;

= 48 +5 = 53 мм.

 Полученные значения диаметров округляем по ГОСТ 6639 до ближайшего из стандартного ряда.

= 30 мм.

= 36 мм.

= 40 мм.

= 48 мм.

 

= 52 мм.

1. Проектный расчет выходного вала.

Рассмотрим  выходной вал согласно рисунку 6.2:

Рисунок 6.2 – Конструкция выходного вала

 

Диаметр вала в опасном сечении, мм:

                                                    ,                                             (7.6)

где T – крутящий момент на рассматриваемом валу, Н·мм;

     – пониженные допускаемые напряжения кручения, Н/мм²;

     = 30 МПа – для ведущего вала с учетом материала зубчатого колеса.

 

= 45,7 мм.

Принимаем d_1ст=48 мм.

Диаметры  остальных участков вала назначаем  по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников качения, зубчатых колес и т. д., необходимости фиксации этих деталей на валу в осевом направлении в соответствии с данными [2] таблица 9.1.

                                                 

                                                   (7.7)

где – диаметр вала под уплотнение, мм;

 = 48 + 5 = 53 мм.

                                                  

                                                     (7.8)

где – диаметр вала под внутреннее ко льцо подшипника, мм;

 = 53 + 3 = 56 мм.

                                                    

,                                                      (7.9)

где – диаметр вала под колесо, мм;

 = 56 + 5 = 61 мм.

                                                     

                                                  (7.10)

где – диаметр вала буртика, мм;

d₅ = 61+5=66 мм

Полученные  значения диаметров округляем по ГОСТ 6639 до ближайшего из стандартного ряда.

 = 48 мм.

 = 52 мм.

 = 55 мм.

 = 60 мм.

 = 65 мм.

7.2 Подбор  параметров шпоночных соединений

Зубчатые  колеса, шкивы и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных или шлицевых соединений, предназначенных для передачи крутящих моментов.