Практическая работа №12

Практическая работа №12
Предмет Основы проектирования нестандартного оборудования и
приспособлений
Раздел программы Расчет и проектирование валов. Подбор подшипников и муфт
Тема работы Предварительный расчет валов
Цель. Изучить методику расчета валов механических передач.
Задание.
1.Изучить теоретический материал (конспект лекций, методические
указания к практической работе).
2.Задание. Выполнить предварительный расчет первичного (ведущего)
вала косозубой передачи. Данные для расчета взять из предыдущего расчета
косозубой передачи (пр.р. №4,5). Расчет оформить в тетради и в электронном
виде.
Порядок расчета:
1.
Условие прочности на кручение:
Т
𝜏к =
≤ [𝜏к ]
𝑊𝑝
Определить диаметр вала на входе d (dвк) из условия прочности на кручение:
3
T
d≥ √
0,2[𝜏
к]
𝜋𝑑 3
где Т=Т1 – вращающий момент на валу, Н·мм; 𝑊𝑝 =
≈ 0,2𝑑 3 – полярный
16
момент сопротивления сечения вала, мм3; [𝜏к ]- допускаемое напряжение на
кручение. Рекомендуется принять [𝜏к ] = 20 … 25МПа.
Полученное значение округлить до ближайшего стандартного размера (см.
приложение 1, табл.1)
2.
Определить диаметры остальных ступеней вала, учитывая следующие
рекомендации:
1) диаметры в местах посадки подшипников dn выбирают кратными 5;
2) следует предусмотреть буртики; при этом для осевой фиксации деталей
передач и подшипников перепад диаметров вала должен составлять 4…5мм;
3) До выбора диаметров вала необходимо определить технологию сборки
(с одной стороны или с обеих сторон);
4) Для входного вала редуктора или коробки передач диаметр входного
конца вала допускается выбрать по валу двигателя в случае соединения его с
электродвигателем посредством муфты.
Образец предварительной конструкции вала по диаметрам ступеней приведен
на рисунке 2 в приложении 2.
3. Определить силы, действующие в зубчатом зацеплении:
1) окружная 𝐹𝑡 =
2Т
𝑑
;
2) радиальная Fr=Ft·tgα/cosβ;
3) осевая Fa= Ft·tgβ.
1
Угол α=200 – угол зацепления, угол β определен в пр.р. №4,5.
4.
Подобрать предварительно подшипники валов. При определенных
выше посадочных диаметрах следует выбрать тип подшипников, серию,
некоторые конструктивные особенности (например, угол контакта для
радиально-упорных подшипников). Рекомендации по выбору подшипников:
1) если Fa≤0,25 Fr – радиальные шариковые подшипники;
2) если Fa>0,25 Fr – радиально-упорные подшипники: типа 6000
(шариковые) или 7000 (с с коническими роликами);
3) для ведущих валов с высокими частотами вращения и сравнительно
небольшими действующими силами предпочтительнее шариковые подшипники,
для ведомых валов в конических и червячных передачах – подшипники с
коническими роликами;
4) предварительно можно принимать подшипники легкой серии с углом
контакта подшипников α=120(150) при соотношении Fa/ Fr=0,25…0,4 и α=260
при больших соотношениях.
Основные параметры подшипников приведены в ГОСТ 8338-75 (Подшипники
шариковые радиальные однорядные), ГОСТ 831-75 (Подшипники шариковые
радиально-упорные однорядные), ГОСТ 333-79 (Подшипники роликовые
конические однорядные). Основные параметры подшипников приведены в
электронном приложении.
5.
Выбрать вариант «вала-шестерни» или вала с насаженным зубчатым
колесом. При невысокой разнице диаметров шестерни и вала (dа /dв ≤ 2)
целесообразнее выбрать вариант «вала-шестерни». Проверить возможность
нарезания зубьев. Диаметр окружности впадин 𝑑𝑓 = 𝑑 − 2,5𝑚𝑛 должен быть
больше прилегающих участков вала.
6.
Определить длины участков вала. Рекомендации приведены в
приложениях 1, 2 и рисунках 1.1,1.2, 2. Начертить в тетради предварительную
конструкцию вала с указанием принятых диаметров и участков длин.
2
Практическая работа №13
Предмет Основы проектирования нестандартного оборудования и
приспособлений
Раздел программы Расчет и проектирование валов. Подбор подшипников и
муфт
Тема работы Разработка расчетной схемы вала, построение эпюр изгибающих
и крутящих моментов.
Цель. Изучить методику расчета валов механических передач.
Задание.
1.Изучить теоретический материал (конспект лекций, методические указания к
практической работе).
2.Задание. Разработать расчетную схему ведущего вала. Определить реакции
опор и построить эпюры изгибающих моментов в вертикальной и
горизонтальной плоскостях. Определить суммарный изгибающий момент в
наиболее нагруженном сечении.
Ми = √М2их + М2иу
Построить эпюру крутящих моментов и определить эквивалентный момент по
гипотезе наибольших касательных напряжений.
Мэкв = √М2и + М2к
Расчет оформить в тетради.
Рекомендации по разработке расчетной схемы.
Учесть, что крутящий момент передается ведущему валу от двигателя или
передачи. Примем, что соединение ведущего вала с приводным валом
осуществляется муфтой. Необходимо при построении расчетной схемы
приложить в центре участка вала на входе dвк неуравновешенную
составляющую усилия, передаваемого муфтой F∑= 0,3Ft. Сила F∑ действует в
горизонтальной плоскости.
3
ПРИЛОЖЕНИЕ 1
Концы валов цилиндрические (ГОСТ 12080-66)
Рис.1.1
4
5
Для герметизации подшипниковых узлов на входных и выходных концах валов
используют разнообразные уплотнительные устройства. Из них самыми
распространенными являются манжетные уплотнения, применяемые при
скоростях v до 20 м/с (тип 1 – манжеты однокромочные, тип 2 – однокромочные
с пыльником) по ГОСТ 8752–79 (рисунок 3.7) из шести групп резины. Размеры
манжет даны в таблице 2 Пример обозначения манжеты типа 1 для d = 50 мм с
D1 = 72 мм из резины группы 4 :
МАНЖЕТА 1 – 50 х 72 – 4 ГОСТ 8752–79.
Рисунок 1.2 – Манжеты
Таблица 2
D1
d
1 ряд
20
40
h1
2
ряд
35
37
38
h2
1 и 2 ряды
8
12
D1
d
1 ряд
45
65
48
70
6
h1
2 ряд
62
70
65
h2
1 и 2 ряды
10
14
Продолжение таблицы 2.
D1
d
1
ряд
20
21
22
40
h1
2 ряд
42
37
42
35
42
24
25
42
26
45
28
––
30
52
32
35
58
36
38
40
60
45
40
45
40
47
45
47
50
––
45
50
47
50
55
57
52
55
55
60
62
55
58
62
h2
D1
1 и 2 ряды
d
10
8
10
8
14
12
14
12
48
10
14
8
10
8
12
14
12
50
52
56
14
75
80
58
85
62
––
63
65
67
90
––
68
70
71
95
75
100
7
2 ряд
72
70
55
60
10
1 ряд
h1
h2
1 и 2 ряды
10
14
12
10
12
10
12
16
14
16
14
16
10
14
12
16
10
14
12
16
10
14
12
16
––
10
14
102
12
16
75
80
72
80
75
82
––
75
82
80
82
80
82
85
90
––
95
90
95
100
ПРИЛОЖЕНИЕ 2
Рекомендации по определению длин участков валов
Рис.2 Определение расстояния между опорами ведущего вала-шестерни
цилиндрического одноступенчатого редуктора
𝓵 ≈ 𝒃𝟏 + 𝟐𝒙 + 𝑾
Где b1 - ширина венца шестерни (или длина ступицы шестерни, обычно Lст=b1 +
(5 ÷ 10)мм); х = 8÷ 15мм – зазор между зубчатыми колесами и внутренними
стенками корпуса редуктора; W - ширина стенки корпуса в месте установки
подшипников; f – расстояние от середины подшипника до середины
посадочного участка выходного конца вала. Размеры W и f в зависимости от
передаваемого крутящего момента при ведены в таблице 3.
Таблица 3.
Передаваемый
f, не
Передаваемый
f, не
W
W
момент Т, Нм
менеее
момент Т, Нм
менеее
мм
мм
До 10
35-50
20-40
Св.100 до 200 60-90
30-70
Св.10 до 20
40-55
25-45
« 200 « 400
70-105
40-80
« 20 « 40
45-65
25-50
« 400 « 600
80-115
45-85
« 40 « 60
50-70
25-55
« 600 « 800
90-125
50-90
« 60 « 80
55-75
30-55
« 800 « 1000 95-135
55-95
« 80 « 100
60-80
30-60
8