Суммарные реакции:
==717 Н;
==876 Н.
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
==38,47 Н;
==135,04 Н.
Ведомый вал (рис. 9)
Ранее определённые параметры: =3281 Н; =2404 Н;
=1404 Н; =875 Н; =224 мм; =87 мм; =86 мм.
Определим реакции опор.
Реакции опор в плоскости XY:
==1873 Н;
=
==4279 Н.
Проверка: +—=4279+875−1873−3281=0.
Реакции опор в плоскости XZ:
=1202 Н;
==1202 Н.
Проверка: -±=-1202+2404−1202=0.
Рисунок 9 — Ведомый вал
Строим эпюры изгибающих моментов.
Вертикальная плоскость XY:
сечение Г =0.
сечение, А слева =-Fкl4=-3281*86*10−3=-282,17 Н*м;
сечение В слева
=-Fк (l4 +)+=(-3281*(86+)+4279*)*10−3=-238,75 Н*м;
сечение В справа =-=-1873**10−3=-81,48 Н*м;
сечение Б =0.
Горизонтальная плоскость XZ:
сечение Г =0;
сечение, А =0;
сечение В ==1202**10−3=52,29*Н*мм;
сечение Б =0.
Суммарные реакции:
==2226 Н;
==4445 Н.
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
==282,17 Н;
==244,41 Н.
13. Проверочный расчёт подшипников
Ведущий вал
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников:
=е=0,35*717=251 Н;
=е=0,35*876=307 Н.
Осевые нагрузки подшипников в нашем случае <; -; тогда ==251 Н; =+=251+2404=2655 Н.
Рассмотрим левый подшипник.
Отношение /=251/717=0,35 = e, поэтому осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка:
где X — коэффициент радиальной нагрузки; X=1 (табл. 7.4, [3]);
V — коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника; V=1 (с. 117, [3], вращается внутреннее кольцо);
— коэффициент безопасности; =1,3 (табл. 7.2, [3], умеренные толчки, кратковременная перегрузка до 150% от номинальной);
— температурный коэффициент; =1 (табл. 7.1, [3]).
=1*717*1*1,3*1=932 Н.
Рассмотрим правый подшипник.
Отношение /=2655/876=3,031>e, поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой:
Y — коэффициент осевой нагрузки; X=0,41; Y=0,87 (табл. П12, [3]).
=(0,41*876*1+0,87*2655)*1,3*1=3470 Н.
Долговечность определяем по наиболее нагруженному правому подшипнику.
Расчётная долговечность, млн. об.:
==1850 млн.
об.
Расчётная долговечность, ч.:
==77 083 ч, что больше срока службы редуктора t=14 016 ч.
Таким образом, ранее выбранный подшипник 46 307 проверку проходит.
Ведомый вал
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:
=0,83е=0,83*0,43*2226=794 Н;
=0,83е=0,83*0,43*4445=1586 Н.
Осевые нагрузки подшипников в нашем случае >;; тогда ==1586 Н; =+=1586+1404=2990 Н.
Рассмотрим правый подшипник.
Отношение /=2990/2226=1,343>e, поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой.
Эквивалентная нагрузка:
где X — коэффициент радиальной нагрузки; X=0,41 (табл. 7.4, [3]);
Y — коэффициент осевой нагрузки; Y=1,4 (табл. П12, [3]).
V — коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника; V=1 (с. 117, [3], вращается внутреннее кольцо);
— коэффициент безопасности; =1,3 (табл. 7.2, [3], умеренные толчки, кратковременная перегрузка до 150% от номинальной);
— температурный коэффициент; =1 (табл. 7.1, [3]).
=(0,41*2226*1+1,4*2990)*1,3*1=6628 Н.
Рассмотрим левый подшипник.
Отношение /=1586/4445=0,357
где X — коэффициент радиальной нагрузки; X=1 (табл. 7.4, [3]);
V — коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника; V=1 (с. 117, [3], вращается внутреннее кольцо);
— коэффициент безопасности; =1,3 (табл. 7.2, [3], умеренные толчки, кратковременная перегрузка до 150% от номинальной);
— температурный коэффициент; =1 (табл. 7.1, [3]).
=1*4445*1*1,3*1=5779 Н.
Долговечность определяем по наиболее нагруженному правому подшипнику.
Расчётная долговечность, млн. об.:
==2634 млн.
об.
Расчётная долговечность, ч.:
==878 000 ч, что больше срока службы редуктора t=14 016 ч.
Таким образом, ранее выбранный подшипник 7210А проверку проходит.
14. Расчёт шпоночных соединений
Во всех шпоночных соединениях привода используем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов по ГОСТ 23 360–78. Материал шпонок — сталь Ст. 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности шпоночного соединения:
где M — передаваемый вращающий момент, Н*мм;
d — диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
h — высота шпонки, мм;
— глубина шпоночного паза вала, мм;
l — длина шпонки, мм;
b — ширина шпонки, мм.
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100 120 МПа, при чугунной ступице =5070 МПа.
Ведущий вал (червяк).
Параметры соединения: d=28 мм; bxhxl=8x7x28 мм; =4 мм; =39,3* Н*мм.
Напряжение смятия:
=47 МПа < =5070 МПа.
Шкив ремённой передачи выполнен из чугуна. Таким образом условие прочности выполнено.
Ведомый вал.
Шпонка на выходном конце вала. Параметры соединения: d=42 мм; bxhxl=12x8x56 мм; =5 мм; =269,2* Н*мм.
Напряжение смятия:
=97 МПа < =100 120 МПа.
Таким образом условие прочности выполнено.
Шпонка под червячным колесом. Параметры соединения: d=60 мм; bxhxl=18×11×63 мм; =7 мм; =269,2* Н*мм.
Напряжение смятия:
=50 МПа < =5070 МПа.
Колесо выполнено из чугуна. Таким образом условие прочности выполнено.
15. Посадки зубчатых колёс, подшипников
Посадки всех соединений привода назначаем в соответствии с ЕСДП (Единая Система Допусков и Посадок).
Посадку червячного колеса на вал назначаем по H7/р6.
Посадку шкива на ведущий вал назначаем по H7/n6.
Посадку крышек подшипника в корпус назначаем по H8/h8.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала по k6.
16. Выбор сорта масла
Смазка червячного зацепления и подшипников производится разбрызгиванием масла при помощи двух брызговиков установленных на червячном валу. Масло заливают до центра нижнего тела качения подшипника. Уровень масла определяется при помощи жезлового маслоуказателя. Для слива отработанного масла, в корпусе редуктора предусмотрена сливная пробка. Масло заливается через смотровое окно расположенное в крышке корпуса.
Объём масляной ванны определяем из сборочного чертежа по внутреннему объёму корпуса редуктора (нижней его части).
Объём масла заливаемого в редуктор:
V=abc=2,49*1,02*0,5=1,27 .
Определим сорт масла. По табл. 8.9, [3] устанавливаем вязкость масла. При скорости скольжения =1,3 м/с рекомендуемая вязкость масла =25*10−6 м2/с. По табл. 8.10, [3] принимаем масло индустриальное И-25А по ГОСТ 20 799–75.
1. Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин [Текст] / А. Е. Шейнблит. — М.: Высш. шк.,
1991. — 432 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для техникумов [Текст] / С. А. Чернавский [и др.]. — М.: Машиностроение, 1979. -351 с.
3. Дунаев, П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студентов техн. спец. вузов [ Текст] / П. Ф. Дунаев, О.
П. Леликов. — 8-е изд., перераб. и доп. — М.: Издательский центр «Академия», 2003. -496 с.
4. Гузенков, П. Г. Детали машин [Текст]: учеб. пособие для студентов втузов / П.
Г. Гузенков. — 3-е изд., перераб.
и доп. — М.: Высш. школа, 1982.
— 351 с.
5. Анурьев, В. И. Справочник конструктора машиностроителя [Текст]. В 3 т. Т.
1. / В. И. Анурьев; под ред. И. Н. Жестковой.
— 8-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 2001. -920 с.
6. Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов [ Атлас]. В 2-х ч. Ч. 1. /
Б. А. Байков [и др.]; под общ. ред. д-ра техн. наук проф. Д. Н. Решетова.
— 5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение.
1992. -352 с.
