Отчет по практике детали машин. детали машин. 3. Проектный расчет валов шестеренной клети. 1 Выбор материала шестеренных валков. 1
![]()
|
Оглавление 3. Проектный расчет валов шестеренной клети. 1 3.1. Выбор материала шестеренных валков. 1 3.2. Определение минимального диаметра шестеренных валков. 1 3.2. Выбор муфты 1 3.3. Выбор подшипников 2 3.4. Выбор манжетных уплотнений 3 3.5. Выбор шпоночных соединений 4 3.6. Подбираем гайки стопорные 5 4. Проверочный расчет валков шестеренной клети. 6 4.1. Составление расчетной схемы 6 4.2. Определение сил, действующих в зацеплении 6 4.3. Построение эпюр изгибающих моментов 6 5. Проверочный расчет подшипников. 7 5.1. Расчет эквивалентной нагрузки подшипника. 7 5.3. Расчет номинальной долговечности подшипника. 7 6. Выбор и расчет шпоночных соединений. 7 6.1. Расчет шпонок на срез. 7 8 6.2. Расчет ступиц на смятие. 8 Библиографический список. 9 3. Проектный расчет валов шестеренной клети. 3.1. Выбор материала шестеренных валков. При выборе материал руководствуемся рекомендациями, изложенными в [2 с.427]. Таблица № 6. Характеристика материала валов [2, с.427, таб.14.3]
3.2. Определение минимального диаметра шестеренных валков. - диаметр участка ведущего вала под муфтой: ![]() здесь ![]() 3.2. Выбор муфты Округляем рассчитанное значение до ближайшего стандартного значения внутреннего диаметра зубчатой муфты, которая соответствовала бы рассчитанному диаметру и передаваемому крутящему моменту. С учетом сказанного выше, выбираем муфту МЗ-6 http://xn--74-6kctqmkk4e.xn--p1ai/catalog?tovar=5 или [2, с.462, таб. 15.4]
Рис. 5. Муфта эубчатая МЗ: а – чертеж; б - фото Табл. 7 Основные характеристики муфты МЗ-5.
Принимаем наиболее близкий к расчетному диаметр dмз=115 мм. И, соответствующую ему, длину l1=210 мм http://www.zarem.ru/page/mufta-uprugaya Назначаем конструктивно остальные диаметры валов. а ![]() ![]() б Рис. 6. Эскизы валов шестеренной клети: а – ведомый вал, б – ведущий вал. Таблица 8. Диаметры валков шестеренной клети.
![]() Рис. 7. Компоновка шестеренной клети с насадными шестеренными валами 3.3. Выбор подшипников Выбираем подшипник роликовый конический однорядный по внутреннему диаметра dп (см таб. 7 ) из справочника п https://rzfkl.ru/podshipniki-konicheskie ![]() Рис. 9. Подшипник роликовый конический однорядный. Таблица. 8. Характеристики подшипника роликового конического однорядного
3.4. Выбор манжетных уплотнений Выбираем манжетное уплотнение по диаметру dп https://vunivere.ru/work59628?screenshots=1
Рис. 10. Упругая манжета армированная ( УМА): а-эскиз, б – 3D модель Таблица. 9. Характеристики УМА
3.5. Выбор шпоночных соединений Шпоночные соединения разных размеров могут находиться на двух диаметрах (в случае насадных валов-шестерен (рис. ) В случае, когда вал и шестерня являются одной деталью (вал-шестерня) шпоночные соединения только на одном диаметре. ![]() Рис. 11. Эскиз соединения призматической шпонкой. ![]() Рис. 12. 3D модели элементов соединения призматической шпонкой. Размер шпоночного соединения зависит от диаметра сопрягаемых деталей. Их выбираем по справочнику. http://razvitie-pu.ru/?page_id=5508 Таблица 10. Геометрические размеры шпоночных соединений
Длина шпоночного соединения lр выбирается из стандартного ряда чисел. 3.6. Подбираем гайки стопорные ![]() ![]() а б ![]() в Рис. 13. Гайка стопорная. Таблица. 11. Характеристики гайки стопорной
https://tdm-neva.ru/nuts/gost-11871-88-gaika.htm 4. Проверочный расчет валков шестеренной клети. 4.1. Составление расчетной схемы
Рис. 14. Эпюры изгибающих и крутящих моментов 4.2. Определение сил, действующих в зацеплении Суммарная радиальная сила в зацеплении ![]() Здесь Ft = 43000H – окружная сила в зацеплении (см. ДЗ №2) Fr - радиальная сила в зацеплении ![]() Здесь α = 20⁰ - угол зацепления β = 10⁰ - угол наклона зубьев Осевая сила в зацеплении ![]() Суммарная радиальная сила в зацеплении ![]() 4.3. Построение эпюр изгибающих моментов Реакции опор Rb = Re = F=60 790 Н Максимальный изгибающий момент в точке C. МC= RB∙l2+Fa∙d Здесь d = 224 мм = 0, 224 м – диаметр делительных окружностей шестерен (см. ДЗ 2, таб. 5) l2 определяется прямым изменением на чертеже узла шестеренного валка. На этом этапе расчета принимаем l2=b/4 + 2T = 560/4 +2∙43,5= 140+87=227 мм = 0,227 м. Здесь b = 560 мм – ширина зубчатого валка (см. ДЗ 2, таб. 5). Т – ширина подшипника (см. таб. 8.) Т.о. МC= 45851∙0,227 +10343∙0,224 = 12 724 Нм Расчет на прочность по напряжениям изгиба Условие прочности по напряжениям изгиба в сечениях С и D ![]() Здесь σF – фактическое (расчетное) напряжение изгиба, [σF]= 750 МПа – допускаемое напряжение изгиба http://razvitie-pu.ru/?page_id=4121#2 Wи = 0,01dм3 = 0,1∙1153= 152087 мм3= 0,000152 м3 – момент сопротивления сечения изгибу . ![]() Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется 5. Проверочный расчет подшипников. 5.1. Расчет эквивалентной нагрузки подшипника. ![]() здесь: Fr = F = Rb = Re = 60790 Н - реакции опор X=1, Y=0, т.к. осевая нагрузка на подшипникFa =0[2, с.360]; V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника, K=1,1- коэффициент нагрузки [2, с.362], KT=1.05 – температурный коэффициент [2, с.359], 5.3. Расчет номинальной долговечности подшипника. Номинальная долговечность подшипника в часах рассчитывается по формуле [2, с.359]: ![]() здесь: С=220 кН, - динамическая грузоподъемность подшипника [2, с.530], http://samip.ru/2012/01/%D0%BF%D0%BE%D0%B4%D1%88%D0%B8%D0%BF%D0%BD%D0%B8%D0%BA-7217-30217/ n3=60 об/мин – частота вращения подвижного кольца подшипника, p=3,33 – показатель степени, зависящий от формы тела качения подшипника [2, с.359]. 6. Выбор и расчет шпоночных соединений. Таблица 10. Размеры шпоночных соединений тихоходного вала.
6.1. Расчет шпонок на срез. Шпонка проверяется по напряжениям среза: ![]() где [ср] = 900 МПа, [2, с.304] для соединения вал-муфта: ![]() для соединения вал-шестерня ![]() Так как [ср] > ср1 и [ср] > ср2, то прочность шпонок по напряжениям среза обеспечивается. 6.2. Расчет ступиц на смятие. Шпонка проверяется по напряжениям среза: ![]() где [см] = 800-1200 МПа, [2, с.304] для соединения № 1: ![]() для соединения № 2: ![]() Так как [см] > см1 и [см] > см 2, то прочность ступиц по напряжениям смятия обеспечивается. Библиографический список. Е.А. Свистунов, Н. А. Чиченев. Расчет деталей и узлов металлургических машин. 1985. Проектирование механических передач. С.А. Чернавский и др. 1984. Пособия № 214, № 664 Попов В.Д., Ирошников С.А. Атлас конструкций |