Расчет деталей машин (вариант 7)

Реакция в левой опоре

где YА = 5007,7 H; XА = -2366,8 H — реакции в опоре

Реакция в правой опоре

где YВ = 5007,7 Н; XВ = -2540,4 Н — реакции в опоре

Для этого подшипника по справочнику ([1], табл. 24.

16.) находим Сr = 35 100 Н, С0r = 19 800 Н Вычисляем эквивалентные динамические радиальные нагрузки РE1 = VFr1 Kσ KT

РE2 = VFr2KσKT

где V= 1 — коэффициент вращения колеса;

Kσ = 1,2 — коэффициент динамической нагрузки

KT = 1 — температурный коэффициент РE1 = 1· 5538,8··1,2·1=6646,6 H

РE2 = 1· 5615,2··1,2·1=6738,2 H

Для наиболее нагруженного 2-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность

Так как Стр< Сr (35 097 < 35 100), то предварительно намеченный подшипник подходит.

7.

2. Расчет подшипниковых опор быстроходного вала

7.

2.1. Исходные данные:

частота вращения вала n = 125 об/мин, требуемая долговечность подшипников L10h = 5256 часов осевая сила FА = 0 Н подшипник шариковый радиальный № 216

7.

2.2. Расчет опор.

Реакция в левой опоре

где YА = -9205,5 H; XА = 2098 H — реакции в опоре

Реакция в правой опоре

где YВ = 3507,7 Н; XВ = 2098 Н — реакции в опоре

Для этого подшипника по справочнику ([1], табл. 24.

16.) находим Сr = 70 200 Н, С0r = 45 000 Н Вычисляем эквивалентные динамические радиальные нагрузки РE1 = VFr1 Kσ KT

РE2 = VFr2KσKT

где V= 1 — коэффициент вращения колеса;

Kσ = 1,2 — коэффициент динамической нагрузки

KT = 1 — температурный коэффициент РE1 = 1· 9441,5··1,2·1=11 329,8 H

РE2 = 1· 4087,2··1,2·1=4904,7 H

Для наиболее нагруженного 1-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность

Так как Стр< Сr (38 559<70 200), то предварительно намеченный подшипник подходит.

8. Выбор и расчет шпоночных соединений.

8.

1. Шпоночное соединение быстроходного вала редуктора со шкивом ременной передачи.

8.

1.1. Исходные данные диаметр вала d = 45 мм крутящий момент Т = 403,5 Нм

8.

1.2. Выбор шпонки.

Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:

ширина шпонки b = 14 мм, высота шпонки h = 9 мм, длина шпонки l = 63 мм, глубина паза на валу t1 = 5,5 мм, глубина паза ступицы t2 = 3,8 мм.

8.

1.3 Расчет на смятие.

Условие прочности на смятие

где [σсм] - допускаемое напряжение на смятие; [σсм] = 100 МПа ([2], стр. 74);

lр — рабочая длина шпонки; lр = l — b = 63 — 14 = 49 мм.

следовательно, условие прочности обеспечено.

8.

1.4. Расчет на срез.

Условие прочности на срез

где [τср] - допускаемое напряжение на срез; [τср] = 100 МПа ([2], стр. 74);

следовательно, условие прочности обеспечено.

8.

2. Шпоночное соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.

8.

2.1. Исходные данные диаметр вала d = 85 мм крутящий момент Т = 1511,2 Нм

8.

2.2. Выбор шпонки.

Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:

ширина шпонки b = 22 мм, высота шпонки h = 14 мм, длина шпонки l = 90 мм, глубина паза на валу t1 = 9 мм, глубина паза ступицы t2 = 5,4 мм.

8.

2.3 Расчет на смятие.

Условие прочности на смятие

где [σсм] = 100 МПа ([2], стр. 74);

lр = l — b = 90 — 22 = 68 мм.

следовательно, условие прочности обеспечено.

8.

2.4. Расчет на срез.

Условие прочности на срез

где [τср] = 100 МПа ([2], стр. 74);

следовательно, условие прочности обеспечено.

8.

3. Шпоночное соединение тихоходного вала редуктора с ведущей звездочкой цепной передачи.

8.

3.1. Исходные данные диаметр вала d = 70 мм крутящий момент Т = 1511,2 Нм

8.

3.2. Выбор шпонки.

Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:

ширина шпонки b = 20 мм, высота шпонки h = 12 мм, длина шпонки l = 90 мм, глубина паза на валу t1 = 7,5 мм, глубина паза ступицы t2 = 4,9 мм.

8.

3.3 Расчет на смятие.

Условие прочности на смятие

где [σсм] = 100 МПа ([2], стр. 74);

lр = l — b = 90 — 20 = 70 мм.

следовательно, условие прочности обеспечено.

8.

3.4. Расчет на срез.

Условие прочности на срез

где [τср] = 100 МПа ([2], стр. 74);

следовательно, условие прочности обеспечено.

9. Расчет элементов зубчатых колес редуктора

9.1 Цилиндрическая шестерня шевронной передачи.

Шестерню шевронной передачи изготовляем заодно с валом ввиду небольшой разницы между диаметром вала (dБП=55 мм) и диаметром впадин шестерни (df1 = 74,575 мм). Ширина шестерни b1 = 105 мм.

9.2 Цилиндрическое колесо быстроходной передачи.

Диаметр ступицы: dступ = (1,5…1,8)· dК = 1,5 · 85 = 128 мм.

Длина ступицы: Lступ = (0,8…1,5)· dК = 1,0 · 85 = 85 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 100 мм.

Толщина обода: δо = 2,2 · m + 0,05 · b2 = 2,2 · 2,5 + 0,05 · 100 = 10,5 мм где b2 = 100 мм — ширина зубчатого венца.

Толщина диска: С = (δ0 +0,5· (Dступ.-Dвала))=0,5·(8,0+0,5·(75−50))= 20,5 мм = 20 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Df2 — 2· δ0 = 313,165−2· 10,5= 292 мм.

Диаметр центровой окружности: DCотв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (292 + 128) = 210 мм Диаметр отверстий: Dотв.=(Doбода+dступ.)/8=(292+128)/8=52,5мм=52 мм.

10. Расчет элементов корпуса редуктора Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляем по формуле:

δ = 1,3 · (TIII)¼ = 1,3 · 1511,21/4 = 8,1 мм= 9 мм В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:

δ1 = 1,5 · δ = 1,5 · 9,0 = 13,5 мм Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягаем радиусом r = 0,5 · δ = 0,5 · 9,0 = 4,5 мм.

Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом R = 1,5 · δ = 1,5 · 9,0 = 13,5 мм.

Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 · δ = 0,8 · 9,0 = 7,2 мм.

Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2…4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.

Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4…0,5) · δ. Принимаем h = 0,5 · 9,0 = 4,5 мм.

Толщина стенки крышки корпуса δ3 = 0,9 · δ = 0,9 · 9 = 8,1 мм. Округляя, получим δ3 = 8,0 мм.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

d = 1,25 · (TIII)1/3 = 1,25 · 1511,21/3 = 14.3 мм Принимаем d = 14,0 мм.

Диаметр штифтов dшт = (0,7…0,8) · d = 0,7 · 14,0 = 9.8 мм. Принимаем dшт = 10,0 мм.

Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):

dф = 1,25 · d = 1,25 · 14,0 = 17,5 мм. Принимаем dф = 18,0 мм.

Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:

h0 = 2,5 · d = 2,5 · 14,0 = 35 мм.

11. Выбор системы смазки.

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10−20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 19 = 4,75 дм³.

По таблице 10.8 [6] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σH = 515,8 МПа и скорости v = 2,05 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10−6 м/с2По таблице 10.10[6] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20 799–75).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957;73 (см. табл. 9.14[6]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

1. Расчет деталей машин: учеб. Пособие/ Г. Л. Баранов — 2. е изд. перераб. и доп. — Екатеринбург: УГТУ — УПИ, 2007, 222 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 2 / А. В. Кузьмин, Н. Н. Малейчик, В. Ф. Калачев и др. — Мн.: Выш.

школа, 1982. — 334 с., ил.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальных вузов. — М.: Высшая школа, 1985 — 416 с., ил.

4. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для студентов высш. техн. учебн. заведений. — М.: Высш. шк., 1991. — 383 с., ил.

5. Палей М. А. Допуски и посадки: Справочник: В 2ч. Ч.

1. — 7-е изд., — Л.: Политехника, 1991. 576с.: ил.

6. Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов .- М.: Машиностроение, 1980.-351 с.

7. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. — М.: Высшая школа, 1991. — 432 с.: ил.