Файл: Проектирование валов. Эскизная компоновка редуктора.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 26.10.2023
Просмотров: 128
Скачиваний: 2
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
Федеральное государственное автономноеобразовательное учреждениевысшего образования«СИБИРСКИЙ ФЕДЕРАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»Институт нефти и газаКафедра «Прикладной механики»САМОСТОЯТЕЛЬНАЯ РАБОТА №5по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»тема «Проектирование валов. Эскизная компоновка редуктора»Вариант № 7Руководитель А. В. Колотов подпись, дата инициалы, фамилияСтудент гр. НБ20-02Б, 082049670 Н. С. Кравец номер группы, зачетной книжки подпись, дата инициалы, фамилияКрасноярск2022Задание:Для ранее рассчитанной передачи зацеплением требуется: 1. Определить нагрузки на валах редуктора: 1.1. Определить силы в зацеплении редукторной передачи; 1.2. Определить величины консольных сил. 2. Составить силовую схему нагружения валов редуктора. 3. Выполнить приближенный расчет валов и произвести предварительный выбор подшипников. Составить эскизную компоновку (формат А1). 4. Для составленной расчетной схемы вала: 4.1. Определить реакций в опорах подшипников; 4.2. Построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. 5. Выполнить проверочный расчет предварительно выбранных подшипников. 6. Выполнить чертеж проектируемого вала (формат А3), в соответствии с рекомендациями, изложенными: Курмаз, Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие/Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – М.: Высш. шк., 2004. – 309 с: ил.Рисунок 1 – Кинематическая схема механизмаТаблица 1 – Исходные данные
1 Выбор конструкционных материалов и допускаемых напряжений червячного колеса Редукторные валы испытывают два вида деформации – изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.1.1 Определение сил в зацеплении цилиндрической передачиСогласно заданию расчет выполняется для закрытой прямозубой цилиндрической передачи. В этом случае в зацеплении будет действовать две силы: окружная и радиальная (рис.2).Рисунок 2 – Силы в зацеплении цилиндрической прямозубой передачиТаблица 2 – Силы в зацеплении закрытой передачи
Момент на быстроходном валу (1.1)1.2 Определение консольных силНа входную часть шестерни цилиндрической прямозубой передачи будет действовать консольная сила от ременной передачи, а на выходную часть тихоходного вала консольная сила от цепной передачи.Консольная сила от ременной передачи 400 HКонсольная сила от шестерни цилиндрической передачи
Составляем силовую схему нагружения валов редуктора (рис.3).Рисунок 3 – Силовая схема нагружения валов2 Проектный расчет валов2.1 Выбор материала валовВ проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала. Принимаем сталь 45.Механические характеристики сталей для изготовления валов определяются по таблице 3.2 [1, стр.53].2.2 Выбор допускаемых напряжений на кручениеПроектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными Н/мм2. При этом меньшие значения – для быстроходных валов, большие для тихоходных.2.3 Определение геометрических параметров ступеней валовРедукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей (см. рисунок 4 и 5). Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр и длину [1, стр.112÷113, табл. 7.1].Определим геометрические параметры ступеней быстроходного вала.Рисунок 4 – Типовая конструкция быстроходного вала–шестерни.Первая ступень вала (под шкив ременной передачи): мм; (2.1)По ряду нормальных линейных размеров, принимаем
мм. ; (2.2)По стандартному ряду мм;Размер фаски мм.Вторая ступень вала (под подшипник и уплотнение) мм; (2.3)По ГОСТ 6636-69 где – значение высоты буртика. мм. (2.4)По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм.Третья ступень вала (под шестерню) мм; (2.5)где – координаты фаски подшипника.По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм. – определяется графически на эскизной компоновке.Четвертая ступень вала (под подшипник) мм; 23 мм (длина участка соответствует ширине радиального шарикового однорядного подшипника 308 ГОСТ 8338–75).Определим геометрические параметры ступеней тихоходного вала.Первая ступень вала (под цилиндрическую передачу) мм;По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм. мм. (2.6)По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм.Размер фаски c=1,6 мм.Рисунок 5 – Типовая конструкция тихоходного вала одноступенчатого цилиндрического редуктораВторая ступень вала (под подшипник и уплотнение) мм.По ряду нормальных линейных размеров, принимаем
мм. мм; (2.7)По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм.Третья ступень вала (под колесо) мм;По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм. – определяется графически на эскизной компоновке.Четвертая ступень вала (под подшипник) мм; 20 мм (длина участка соответствует ширине радиального шарикового однорядного подшипника 205 ГОСТ 8338–75).Пятая ступень вала (бурт)По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм.С учётом изменившихся параметров (диаметр вала под ступицу колеса) определяем параметры зубчатого колеса [3. стр.139] по формулам аналогичным как во второй самостоятельной работе.Толщину ступицы определяем по формуле 48 19,2=19 мм (3.2)Диаметр ступицы рассчитываем по формуле 48+ 2 мм (3.3)Длина ступицы определяется по формуле (3.4)Толщина обода венца рассчитывается по формуле 1=2,5 мм (3.5)Толщину диска определяем по формуле 50= 15 мм (3.6)Фаска венца на диаметре вершин считается по формуле 1=0,5 мм (3.7)Диаметр расположения отверстий определяется по формуле (3.8)Диаметр отверстий рассчитываются по формуле
| Вариант | Исходные данные в соответствии с самостоятельной работой № | Консольная сила | Проектируемый вал | |
| Быстроходный вал | Тихоходный вал | |||
| 16 | 2 | Консольная сила от: - ременной передачи 400 Н; | Консольная сила от: - цилиндрической передачи Ft=760 H Fr=280,88 Н Fa=134 Н. | тихоходный |
1 Выбор конструкционных материалов и допускаемых напряжений червячного колеса Редукторные валы испытывают два вида деформации – изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.1.1 Определение сил в зацеплении цилиндрической передачиСогласно заданию расчет выполняется для закрытой прямозубой цилиндрической передачи. В этом случае в зацеплении будет действовать две силы: окружная и радиальная (рис.2).Рисунок 2 – Силы в зацеплении цилиндрической прямозубой передачиТаблица 2 – Силы в зацеплении закрытой передачи
| Силы в зацеплении | Значение силы, Н | |
| На шестерне | На колесе | |
| Окружная |  |  |
| Радиальная |  |  |
Составляем силовую схему нагружения валов редуктора (рис.3).Рисунок 3 – Силовая схема нагружения валов2 Проектный расчет валов2.1 Выбор материала валовВ проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала. Принимаем сталь 45.Механические характеристики сталей для изготовления валов определяются по таблице 3.2 [1, стр.53].2.2 Выбор допускаемых напряжений на кручениеПроектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными Н/мм2. При этом меньшие значения – для быстроходных валов, большие для тихоходных.2.3 Определение геометрических параметров ступеней валовРедукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей (см. рисунок 4 и 5). Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр и длину [1, стр.112÷113, табл. 7.1].Определим геометрические параметры ступеней быстроходного вала.Рисунок 4 – Типовая конструкция быстроходного вала–шестерни.Первая ступень вала (под шкив ременной передачи): мм; (2.1)По ряду нормальных линейных размеров, принимаем
мм. ; (2.2)По стандартному ряду мм;Размер фаски мм.Вторая ступень вала (под подшипник и уплотнение) мм; (2.3)По ГОСТ 6636-69 где – значение высоты буртика. мм. (2.4)По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм.Третья ступень вала (под шестерню) мм; (2.5)где – координаты фаски подшипника.По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм. – определяется графически на эскизной компоновке.Четвертая ступень вала (под подшипник) мм; 23 мм (длина участка соответствует ширине радиального шарикового однорядного подшипника 308 ГОСТ 8338–75).Определим геометрические параметры ступеней тихоходного вала.Первая ступень вала (под цилиндрическую передачу) мм;По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм. мм. (2.6)По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм.Размер фаски c=1,6 мм.Рисунок 5 – Типовая конструкция тихоходного вала одноступенчатого цилиндрического редуктораВторая ступень вала (под подшипник и уплотнение) мм.По ряду нормальных линейных размеров, принимаем
мм. мм; (2.7)По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм.Третья ступень вала (под колесо) мм;По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм. – определяется графически на эскизной компоновке.Четвертая ступень вала (под подшипник) мм; 20 мм (длина участка соответствует ширине радиального шарикового однорядного подшипника 205 ГОСТ 8338–75).Пятая ступень вала (бурт)По ряду нормальных линейных размеров, принимаем мм.С учётом изменившихся параметров (диаметр вала под ступицу колеса) определяем параметры зубчатого колеса [3. стр.139] по формулам аналогичным как во второй самостоятельной работе.Толщину ступицы определяем по формуле 48 19,2=19 мм (3.2)Диаметр ступицы рассчитываем по формуле 48+ 2 мм (3.3)Длина ступицы определяется по формуле (3.4)Толщина обода венца рассчитывается по формуле 1=2,5 мм (3.5)Толщину диска определяем по формуле 50= 15 мм (3.6)Фаска венца на диаметре вершин считается по формуле 1=0,5 мм (3.7)Диаметр расположения отверстий определяется по формуле (3.8)Диаметр отверстий рассчитываются по формуле