 |
|
|
Архитектура Астрономия Аудит Биология Ботаника Бухгалтерский учёт Войное дело Генетика География Геология Дизайн Искусство История Кино Кулинария Культура Литература Математика Медицина Металлургия Мифология Музыка Психология Религия Спорт Строительство Техника Транспорт Туризм Усадьба Физика Фотография Химия Экология Электричество Электроника Энергетика |
Определение диаметров ведущего вала и предварительный подбор подшипников каченияСтр 1 из 8Следующая ⇒
Содержание
Введение
При проектировании редукторов, после определения межосевого расстояния, диаметров и ширины зубчатых колес, а также усилий, действующих в зацеплении, приступают к проектному расчету валов редуктора. При этом производится предварительный выбор типа подшипников и схемы их установки. Следующим шагом в выполнение курсового проекта (КР или РГР) является вычерчивание разрабатываемого редуктора. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта, который выполняется на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1. Прежде чем приступить к эскизному проектированию, необходимо оформить таблицу 2.1, содержащую основные размеры зубчатых колес. Перед проработкой конструкции вала должны быть решены такие важные вопросы как способ передачи крутящего момента в соединении вал-ступица и способ крепления деталей на валу от осевого перемещения. После выполнения эскизного проекта проводят дополнительную разработку конструкций других элементов редуктора (таблица 1П), переходя ко второму этапу проектирования. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ Материалы и допускаемые напряжения, применяемые при расчете валов редуктора
Для большинства валов редукторов общего назначения применяют термически обработанные (нормализованные) стали: сталь 30, 40, 45, 40Х. Чаще других используют сталь 45, отличающуюся хорошей обрабатываемостью. Валы, к которым предъявляются повышенные требования к несущей способности и долговечности, выполняются из среднеуглеродистых или легированных сталей 35, 40, 45, 40Х с термической обработкой – улучшением. Высоконагруженные валы ответственных редукторов изготавливают из легированных сталей 40ХН, 40ХНМА, ЗОХГТ, 30ХГСА и др. Валы из этих сталей обычно подвергают улучшению или поверхностной закалке ТВЧ [1, с.264].
Таблица 1.1 - Допускаемые напряжения на изгиб [s-1]и для валов, МПа
При определении диаметров выступающих концов ведущего и ведомого валов, изготовленных из термически обработанных сталей 40, 45, 40Х, 40ХН допускаемое напряжение на кручение принимается заниженным в пределах [tк] = 10…30 МПа [1, с. 266]. Для обеспечения достаточной жесткости валов, принимают невысокие значения допускаемого напряжения изгиба [s-1]и, приведённые в таблице 1.1 [1, с. 266]. Определение диаметров ведущего вала и предварительный подбор подшипников качения
Диаметр выступающего конца вала (рисунок 1.1) рассчитывают на чистое кручение по пониженному допускаемому касательному напряжению [tк] без учета влияния изгиба [2, с. 44].
где T1 – крутящий момент на ведущем валу, Н∙мм.
Полученное значение диаметра входного конца вала d1 увеличивается на 5%, учитывая ослабление шпоночной канавкой этой части вала и округляется по СТ СЭВ 208-75 до ближайшего большего значения из ряда Ra 40: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 35; 36; 38; 40; 42; 45; 47; 48; 50; 52; 53; 55; 56; 60; 62; 63; 65; 67; 70; 71; 72; 75; 80; 85; 90… [2, с 481, таблица 19.1.].
Пример. Величина передаваемого крутящего момента Т1 = 60 Нм
Увеличиваем d1 на 5%: d1 = 28,49 мм. Принимаем по СТ СЭВ 208-75 d1 = 30 мм.
Диаметр вала под подшипник принимают по рекомендации [2, с. 45]
где t - высота буртика. Выбирается в зависимости от принятого диаметра d1 по таблице 1.2. Полученный результат округляют до ближайшего большего стандартного значения из ряда чисел для диаметров подшипников качения: 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100.
Пример. По таблице 1.2 принимаем t = 3,5 мм для диаметра d1 = 30 мм
Принимаем dn1 = 40 мм
Таблица 1.2 - Размеры высоты буртика, радиуса галтели и фаски колеса, мм
При проектировочном расчете диаметр буртиков для упора подшипников определяют по соотношению [2, с 45]
где r- радиус галтели вала (таблица 1.2). Полученный диаметр округляют по СТ СЭВ 280-75 до ближайшего большего значения.
Пример. По таблице 1.2 по диаметру dn1 = 40 мм принимаем r = 2.5 мм
принимаем по СТ СЭВ 280-75 dбn1 = 48 мм
После определения диаметра вала под подшипник (dn1) предварительно выбирают тип подшипника, его размеры и схему установки. Подшипники для ведущих валов рекомендуется выбирать из средней серии. При выборе типа подшипника для редукторов с прямо- или косозубыми колесами (при угле наклона зубьев b Таблица 1.3 – Рекомендации по выбору типа подшипника
* Fa – осевая сила в зацеплении, Fr – радиальная сила в зацеплении. В редукторах с шевронными колесами опоры ведущего вала, как менее нагруженные, следует выполнять плавающими. Для таких опор экономически целесообразно применять роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами средней серии без буртиков на наружном кольце (тип 2000). Схема их установки приведена на рисунке 1.2.
Рисунок 1.2 - Схема установки подшипников ведущего вала шевронной передачи
После предварительного подбора типа подшипника по найденному значению dп1 заполняется таблица 1.4. Данные, необходимые для заполнения таблицы, выписываются из справочника по подшипникам или справочного материала учебников [3, с.111 таблица 7.2; 2, с.497-505].
Таблица 1.4 - Техническая характеристика подшипника
Пример. Из расчета зубчатой передачи было получено: осевое усилие Fr = 3800 Н, Fa = 2100Н. Находим отношение По рекомендации таблицы 1.3 назначаем шариковый радиально- упорный подшипник средней серии №36308 и заполняем таблицу 1.4
Поиск по сайту: |
мм
- допускаемое напряжение при кручении.
12° и мощности двигателя Рэл 
*
.
, град