Расчет валов
Быстроходный вал.
Рисунок
Расчет диаметров:
А)Диаметр
хвостовика:
Принимаем
=32мм
Б)Диаметр
под уплотнение:
t-буртик(см.табл.1 Ковалев)
Принимаем:
В)Диаметр
под подшипник:
Г)Диаметр
буртика подшипника:
Диаметр
вершин:
Диаметр
впадин:
Тихоходный вал.
Рисунок
Расчет диаметров:
А)Диаметр
хвостовика:
Б)Диаметр
под уплотнение:
В)Диаметр
под подшипник:
Г)Диаметр
буртика подшипника:
Д)Диаметр
под колесом:
Конструирование цилиндрических зубчатых колес
Основные размеры кованых и штампованных зубчатых колес, представленных на рис.1, определяются следующими зависимостями.
Диаметр ступицы: стальной
DC=1.52•
= 1.55 * 63 = 95,76 мм.
Длина ступицы
LC=1,0
•
= 63мм
b2,
где b2– ширина зубчатого венца колеса.
Толщина диска C=0.3•b2= 18,9 мм.
Размер фаски посадочного отверстия определяют по табл.1
Табл. 1 Размеры фасок отверстия
|
d,мм |
|
30…50 |
50…80 |
80…120 |
120…150 |
150…250 |
250…500 |
|
f,мм |
1.0 |
1.6 |
2.0 |
2.5 |
3.0 |
4.0 |
5.0 |
30
Размер фаски зубчатого венца определяют по формуле f=(0.5….0.6)m и округляют до ближайшего значения по табл.1. В нашем случае f=0,6*2,5=1,5мм. Т.е.,принимаем f=1,6мм.
Выбор подшипников
Быстроходный вал
Подбираем подшипник
Подшипник № 208
d =40 мм D = 80 мм B = 18 мм
Тихоходный вал
Подбираем подшипник
Подшипник № 211
d = 55 мм D = 100 мм B = 21 мм
Выбор шпонок
Все приведенные данные из табл. 6.
1.Быстроходный вал
Шпонка 10*8*45 b= 10 мм, h= 8 мм, l = 45 мм,
Крутящий момент на валу Т= 50,51 Н*м,
Длина шпонки l = 45 мм,
Рабочая длина шпонки lр=l-b=45-10= 35 мм,
Диаметр участка вала d= 32 мм,
Глубина шпоночного паза на валу t= 5 мм,
2.Тихоходный вал
Шпонка 14*9*56 b = 14 мм, h = 9 мм, l = 56 мм,
Крутящий момент на валу Т= 274,37 Н*м,
Длина шпонки l= 56 мм,
Рабочая длина шпонки lр=l-b= 56-14= 42 мм,
Диаметр участка вала d=45 мм,
Глубина шпоночного паза на валу t= 5,5 мм
Крышки подшипниковых узлов
Конструирование крышек подшипников.
Рисунок
Крышки подшипников: а)глухая опора; б)сквозная опора.
Размеры для крышек:
|
|
D |
δ |
|
|
d |
C |
S |
|
Глух.опора Быстр.вал |
50 |
5 |
5 |
5 |
6 |
6 |
5 |
|
Сквозн.опора Быстр.вал |
50 |
5 |
5 |
5 |
6 |
6 |
5 |
|
Глух.опора Тих.вал |
63 |
6 |
6 |
6 |
8 |
8 |
6 |
|
Сквозн.опора Тих.вал |
63 |
6 |
6 |
6 |
8 |
8 |
6 |
Подбор манжет.
Выбираем тип манжеты 1(без пыльника)
Выбор и расчет посадки с натягом
Подбор посадки с натягом для колеса быстроходной передачи на промежуточный вал
Исходные данные: TТ=274,37Н
м;dК=63мм;d1=0мм;d2=95,8мм;l = 63мм;
материал колесаСталь 40XН;
материал валаСталь 45,
T2=785МПа
6.1.1 Определяем среднее контактное давление:
,
где
К=3 - коэффициент запаса сцепления;
f =0,08 - коэффициент трения;
Н/мм2
6.1.2 Определяем деформацию деталей:
,
где
C1,C2– коэффициенты жесткости:
;
Е– модуль упругости (Е= 2,1·105МПа)
µ - коэффициент Пуассона (µ= 0,3)
С2= (1,432/0,568)+0,3=2,82
мкм
6.1.3 Определяем поправку на обмятие микронеровностей:
мкм
6.1.4 Определяем минимальный требуемый натяг:
мкм,
для зубчатых передач
=0
Определяем максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали:
[p]max=0,5
T2[1-(d/d2)2]=0,5
785[1-(63/95,8)2]=222,75
Н/мм2
Определяем максимальную деформацию, допускаемую прочностью охватывающей детали:
[
]max=[p]max
/p=222,75
27,67/26,21=235,16
мм;
6.1.5 Определяем максимальный допускаемый натяг, гарантирующий прочность охватывающей детали:
,
где
мкм
6.1.6
Выбираем посадку
,для
которой
Nmin≥[N]min; Nmax≤[N]max
Nmin=57>[N]min;
Nmax=117<[N]max
Определяем давление от максимального натяга Nmaxвыбранной посадки:
Pmax=(Nmax-u)P/
=(117-13,2)26,21/27,67=98.32
Н/мм2;
Определяем силу запрессовки для выбранной посадки:
FП=πdlpmaxfп=3,14
63
63
98.32
0,2=245.75
кН.
Т.о. для сборки соединения требуется пресс, развивающий силу 245.75кН.