фіксуємо торцевим виступом кришки підшипника через кільце розпору.
Для полегшення посадки на вал підшипника, прилеглого до шестерні, діаметр валу зменшуємо на 0,5-1 мм на довжині. дещо меншою довжини распорной втулки.
Обкреслюємо всю внутрішню стінку корпусу, зберігаючи величини зазорів, прийнятих у першому етапі компонування: х = 10 мм, і у 2 = 20 мм і ін
Використовуючи відстані f 2 і з 2 , вичерчуємо підшипники.
Для фіксації зубчасте колесо впирається з одного боку в потовщення валу мм, а з іншого - в мазе утримує кільце; ділянка валу 50 мм робимо коротше маточини колеса, щоб мазеудержівающіе кільце 45 мм впиралося в торець колеса, а не в подушка валу; преход валу від 50мм до 45мм зміщений на 2-3 мм всередину зубчастого колеса.
Наносимо товщину стінки корпусу до = 7 мм і визначаємо розміри основних елементів корпусу відповідно до главою X [Л.1.]
Перевірка міцності шпонкових з'єднань
Шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перерізів шпонок і пазів і довжини шпонок - за ГОСТ 23360 - 78 (див. табл. 8.9) [1].
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
9.1 Напруження зминання і умова міцності по формулі (8.22)
.
9.2 Допустимі напруги зминання при сталевий маточині
[Пѓ c м ] = 100 120 МПа.
9.3 Ведучий вал:
d = 28 мм; перетин шпонки bh = мм; глибина паза t 1 = 4 мм; довжина шпонки l = 32 мм; момент на ведучому валу М II = 92000 = Н-cм;
91.26 МПа
(матеріал напівмуфт МУВП - чавун марки СЧ 20).
9.4 Ведений вал. p> З двох шпонок - під зубчастим колесом - більш навантажена друга (менше діаметр валу і тому менше розміри поперечного перерізу шпонки). Перевіряємо шпонку: d = 36 мм; b h = 10 8 мм; t 1 = 5 мм; довжина шпонки l = 50 мм; момент на відомому валу М III = 140000 Н в€™ мм;
В
Умова Пѓ c м <[Пѓ c м ] виконано.
В
1 0 . Уточнений розрахунок валів
Приймемо, що нормальні напруги від вигину змінюються по симетричному циклу, а дотичні від крутіння - по отнулевому (пульсуючому).
Уточнений розрахунок полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечних перерізів і порівнянні їх з необхідними (допускаються) значеннями [s]. Міцність дотримана при s [s]. p> Будемо проводити розрахунок для імовірно небезпечних перерізів кожного з валів.
10.1 Провідний вал. p> Матеріал вала той же, що і для шестерні (шестерня виконана заодно з валом), тобто сталь 45, нормалізована; Пѓ в = 570 МПа
10.2 Межа витривалості при симетричному циклі вигину
Пѓ -1 = 0,43 О‡ 570 = 246 МПа
В
10.3 Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень
П„ -1 = 0,58 О‡ 246 = 142 МПа
У ведучого вала визначати коефіцієнт запасу міцності в декількох перетинах недоцільно; досить вибрати один перетин з найменшим коефіцієнтом запасу, а саме перетин в місці посадки підшипника, найближчого до шестерні. У цьому небезпечному перерізі діють максимальні згинальні моменти М х і М у і крутний момент М II
Концентрація напружень викликана напресуванням внутрішнього кільця підшипника на вал.
10.4 Згинальні моменти в двох взаємно площинах. br/>
M y = R x2 О‡ c 1 = 1082 О‡ 90 = 97,380 О‡ 10 3 H О‡ мм
М х = R Y 2 О‡ c 1 = 137 О‡ 90 = 12,330 О‡ 10 3 H О‡ мм
10.5 Сумарний згинальний момент
Н О‡ мм
10.6 Момент опору перерізу
мм 3
10.7 Амплітуда нормальних напруг
МПа
10.8 Коефіцієнт запасу міцності по нормальних напругою
В
де Пѓ -1 - межа витривалості;
Оє Пѓ - коефіцієнт напруги циклу по нормальним напругою;
В
Пѓ П… - амплітуда нормальних напруг.
10.9 Полярний момент опору
мм 3
10.10 Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень
МПа
10.11 Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
В
де П„ -1 -межа витривалості;
В
П€-коефіцієнт враховує вплив циклу, П€ = 0,1
П„ m -середні напруження циклу.
В
10.7 Результуючий коефіцієнт запасу міцності
В
1 1 . Викреслювання редуктора
Редуктор викреслюють у двох проекціях на аркуші формату А1 (594 841 мм) в мас...
