д пунктирною, провести лінії, що описують привалочного площині для кришок підшипників кочення;
) на відстані До 3 від пунктирною провести лінії, що обмежують торцовие розміри фланців корпусу;
) зобразити підшипники кочення за габаритними розмірами (підрозд. 4.4);
) отвори під підшипники закрити кришками (див. рис. 4.8).
При виконанні компоновочной схеми, представленої на рис. 4.10, розміри можна приймати з табл. 4.4.
Таблиця 4.4 Розміри до компоновочной схемою редуктора
ОбозначеніеНаіменованіеПрімечаніяа w Міжосьова расстояніе131,36аРасстояніе між торцем колеса і внутрішньою стінкою редуктораа=8 мма 1 Відстань між ділильним діаметром колеса і внутрішньою стінкою редуктораа 1=а + m=10,5 (m - модуль) b 1 b 2 Ширина вінця зубчастого колеса55мм 53ммd 1 d 2 Діаметри ділильних кіл зубчастих колес30,92мм 226,8мм Довжина маточини колеса60ммd ст Діаметр маточини колеса80ммD 1, d п 1, B п 1 D 2, d п 2, B п 2 Діаметри зовнішнього та внутрішнього кілець підшипників, ширина пошіпніков62,30,16мм 85,45,19ммK 2, K 3 Розміри фланців редуктора33,28ммD ф1 D ф2 Розміри кришок подшіпніков95,6мм 118,6мм== 47,5Расстоянія між центрами підшипників і зубчастого колеса вихідного валу Відстань від кришки підшипника до шківа пасової передачі=13 мм Ширина шківа пасової передачі=B ш, розд. 3 Відстань від кришки підшипника до муфти=(10 - 15)=13 мм Довжина полумуфтиОпределяется після підбору муфти із стандарту або нормалі
Рис. 4.10
4.9 Розрахунок валів на спільну дію згину та кручення
Вали редуктора навантажені силами, що діють в зачепленні передачі, і відчувають деформації згину та кручення. Для спрощення розрахунків прийнято, що сили зосереджені, прикладені в серединах вінців зубчастих коліс і спрямовані по нормалям до профілів зубів в полюсах зачеплення. При розрахунку їх розкладають на складові, діючі уздовж координатних осей. Схема редуктора і зусиль, що діють в передачі, наведена на рис. 4.11.
Рис. 4.11
Зусилля, діючі в передачах:
окружні -
=Н;
=; (4.123)
радіальні -
=4740Н
=5900 (4.124)
осьові -
=4740 * (- 0,21)=- 995Н;
=5900 * (- 0,21)=- 1239Н, (4.125)
де a=20?- Кут профілю ділильний;
b - кут нахилу лінії зуба.
Послідовність розрахунку розглянемо на прикладі вихідного валу, що піддається дії найбільших сил.
Реакції в опорах вала (підшипниках) від сил, що діють в площині XOZ уздовж осі Z (рис. 4.12):
;;
=;
(4.126) ;;
=
(4.127)
Реакції в опорах від сил, що діють в площині XOY уздовж осей X і Y:
;;
=;;;
=
Сумарні реакції:
=;
=
(4.130)
Згинальні моменти і епюри, обумовлені силами, що діють в площині XOZ:
ділянку валу АВ -
;
Х=0; ;
Х=1; =2 950 * 47,5=140125;
(4.131)
ділянку валу ВC -
;
Х=1; ;
Х=1 + 2; =5 900 * 95=560500
(4.132) За знайденим значенням згинальних моментів будуються епюри.
Рис. 4.12
Згинальні моменти і епюри, обумовлені силами, що діють в площині XOY:
ділянку валу АВ -
;
Х=0; ;
Х=1; =5302 * 47,5=251 845;
ділянку валу ВC -
;
Х=1;
=5302 * 47,5 +
Х=1 + 2;
=5 302 * 95 - +=- 50
Сумарні згинальні моменти:
=;
=
(4.135)
Еквівалентний момент по третій теорії міцності
, якщо gt ;;
, якщо gt;.
мекв=
(4.136)
Діаметр валу в небезпечному перерізі
=
(4.137)
Допустиме напруження [Sи] вибирають невисоким, щоб вали мали достатню жорсткість, що забезпечує нормальну роботу зачеплення і підшипників. Вали рекомендується виготовляти із сталей 35, 40, 45, Ст 5, Ст 6, для яких МПа.
Обчислені значення діаметра вала d в ??небезпечному перерізі порівняти з діаметром dк п...
