Стандартные размеры валов редуктора

Ориентировочный расчет выполняется как проектный для предварительного определения диаметра вала. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба:

Т_i — вращающий момент на валу, Н∙мм;

[τ] — допускаемое напряжение на кручение, Н/мм 2 .

Для двухступенчатого редуктора по приведенной формуле рассчитывают диаметры выходных участков валов.

При определении диаметров выходных концов ведущего 1 и ведомого 3 валов рекомендуется принимать [τ] = 20 – 25 Н/мм 2 (МПа), диаметра промежуточного вала 2 под колесом – [τ] = 10 – 13 Н/мм 2 (МПа). Значения допускаемых напряжений приведены для сталей 35, 40, 45 (или Ст 5, Ст 6).

Полученные значения диаметров концевых участков валов должны быть округлены по ГОСТ 12080-66 до ближайших из ряда: 20, 22, 25, 28, 32, 40, 45, 50, 55, 60, 70, 80, 90.

Диаметры остальных участков валов (рис. 4.5) определяют с учетом удобства посадки на вал подшипников качения, зубчатых колес и необходимости фиксации этих деталей на валах в осевом направлении буртиками. Вычисленные значения округляют по ГОСТ 6636-69 до ближайших из ряда: 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130.

Диаметр вала под уплотнение согласовывается с ГОСТ 8752-79 до ближайшего из ряда размеров резиновой армированной манжеты: 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 35, 36, 38, 40, 42, 44, 45, 48, 50, 52, 55, 56, 58, 60, 62, 63, 65, 67, 68, 70, 71, 75, 80, 82, 85, 90, 92, 95, 100, 105, 110, 115, 120.

Диаметры отдельных ступеней валов рекомендуется определять по приведенным ниже зависимостям.

Ведущий вал (рис. 4.2, а) (шестерня выполнена заодно с валом).

где d_упл, d_п — диаметры вала под уплотнение и подшипник, мм;

d_б.п — диаметр буртика вала для базирования подшипника, мм;

t — высота буртика, мм (табл. 4.1);

r — координата фаски подшипника, мм (табл. 4.1).

Диаметр под подшипник должен быть кратен 5.

Все значения диаметров необходимо округлять до ближайших стандартных чисел (ГОСТ 12080-66, ГОСТ 6636-69, ГОСТ 8752-79).

Промежуточный вал (рис. 4.2, б).

где d_{п. пр} — предварительный диаметр подшипника, который следует округлить до значения, кратного 5, мм (d_п);

d_п — определенное (стандартное) значение диаметра подшипника, мм;

d_б.к — диаметр буртика для базирования колеса и шестерни, мм;

ƒ — размер фаски колеса и шестерни, мм. (табл. 4.1)

Высота буртика t, координата фаски подшипника r, размер фаски f

Длины участков вала определяются в зависимости от размеров размещаемых на нем деталей и расстояний между ними.

Рис. 4.2 Конструкции валов редукторов

Пример расчета:

Рассчитать и сконструировать ведущий вал цилиндрического двухступенчатого редуктора. Передаваемый вращающий момент Т₁ = 60∙10 3 Н∙мм, материал вала — сталь 45.

Диаметр выходного конца вала, мм

Значение d₁ округляем до ближайшего по ГОСТ 12080-66: d₁ = 25 мм.

Диаметр вала под уплотнение, мм

Значение d_упл округляем по ГОСТ 8752-79: d_упл = 30 мм.

Диаметр вала под подшипник рекомендуется принять d_п ≥ d_упл, но должен быть кратен 5 (при d_упл > 20 мм). Принимаем d_п = 35 мм.

Диаметр буртика вала для базирования подшипника, мм

Значение d_б.п округляем по ГОСТ 6636-69: d_б.п = 42 мм.

При съемной шестерне вал следует конструировать, используя формулы для ведомого вала. После определения размеров всех ступеней вала, выполняется эскиз с указанием расчетных величин.

Видео:3. Узлы зубчатых редукторов, опоры валов, расчетные схемы валов, корпуса, конструкции редукторовСкачать

Предварительный расчет валов редуктора

Проектирование валов начинают с определения диаметра выходного конца вала (рис. 1.4) из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

где Т –9 крутящий момент на валу, Н×мм; [τ_к] — допускаемое напряжение на кручение, для валов из сталей 40, 45 принимают [τ_к] = 20…30 МПа, для сталей 40Х, 40ХН [τ_к] = 30…35 МПа.

Рис. 6.5. Схема расположения диаметров вала

Расчетный диаметр вала округляют до большего ближайшего значения из стандартного ряда: 10; 10,5; 11; 11,5; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 33; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 и далее через 10 мм.

Принятое значение конца выходного вала редуктора согласуют с диаметром полумуфты.

Диаметр вала под подшипником и уплотнением ориентировочно определяют как: , где – высота заплечика для цилиндрического конца вала (табл. 6.21).

Размер округляют до ближайшего большего стандартного значения из следующего ряда чисел подшипников качения, мм: 17; 20; 25; 30; 35 и т.д. через 5 мм, и проверяют возможность установки подшипника без съёма шпонки: , где t₂ – глубина шпоночного паза в отверстии шкива или полумуфты (табл. 6.22). Длину участка вала под уплотнением и шарикоподшипником предварительно принимают равной .

Диаметр d_у участка вала под уплотнение может быть выполнено меньшим диаметра под подшипником на 1¼4 мм. Размер d_у принимают равным размеру по ГОСТ 8752-79 для резиновых армированных манжет или аналогичному размеру для уплотнений другого типа, если это сделать невозможно, то принимают d_у .

Диаметр вала под шестерней и колесом определяют из условия:

d_ш(к) , где – размер фаски (мм), выбранного по диаметру подшипника (табл. 6.22). Диаметр d_ш(к) округляют до ближайшего большего значения нормального линейного размера (табл. 6.23).

Диаметр буртика для упора шестерни или колеса d_б принимают ближайшим стандартным, удовлетворяющим условию: d_б d_ш(к) , где f – размер фаски ступицы шестерни или колеса, мм (табл. 6.24).

Нормальные линейные размеры, мм (по ГОСТ 6636-69)

Длина участков валов различного диаметра назначают, согласуя с шириной ступиц подшипников, уплотнений, шестерни и колеса, толщиной стенок корпуса редуктора и крышек, а также с принятыми расстояниями между вращающимися деталями (шкив, шестерня и колесо) и неподвижными корпусом и крышками. Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений.

Дата добавления: 2015-07-22 ; просмотров: 2199 ;

Видео:9.1 Расчет валов приводаСкачать

Проектный расчет вала редуктора

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрию вала. В первую очередь определяют диаметры каждой ступени вала, а длины этих участков определяют после полной проработки конструкции всего узла, состоящего из самого вала, установленного на него колеса, распорных втулок (втулки), подшипников, торцовых крышек (глухой и с уплотнением), служащих защитой подшипников от внешней среды и удержания смазки. Учитывается также установка на вал шкива ременной передачи, звездочки цепной передачи, или муфты и т.п. Для одноступенчатой цилиндрической и червячной передач компоновка узла ведомого вала представлена на Рис.3, для одноступенчатой конической передачи на Рис.4.

1.1 Определение диаметральных размеров вала:

Расчет вала выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными.

Исходя из справочных рекомендаций, принять для вала среднеуглеродистую сталь марки Сталь 45 для которой предел прочности σ _в =600 МПа, предел текучести σ _т = 320 МПа, предел выносливости σ _-1 = 260 МПа .

Выбор допускаемых напряжений на кручение:

Исходя из рекомендаций, для ведомого вала принять большее значение допускаемого напряжения кручения из указанных — [τ ]_к = 10…20 Н/ мм 2 .

Ступень вала под полумуфту или под элемент открытой передачи (для шкива ременной или звездочки цепной):

Определить диаметр выходного конца вала по формуле: d₀ = (мм) , где Т₂, Нм,- вращающий момент на ведомом валу редуктора (взять из задачи №1).

Значение диаметра необходимо округлить до значения размера отверстия в муфте под вал (см. соответствующий ГОСТ на муфту, [2], стр.400-409 ). Тип муфты указан в спецификации схемы заданного варианта привода. На данной ступени предусматривается шпоночный паз для врезной призматической шпонки.

Ступень вала, контактирующая с уплотнением, расположенным в крышке подшипникового узла с отверстием:

Определить диаметр ступени по формуле: d уп =d₀ + 2t (мм), (значение t определить в зависимости от диаметра предыдущей ступени вала по таблице 1 ). Значение диаметра согласовать с размером отверстия в уплотнении для вала (см. ГОСТ 8752-79 «Манжеты резиновые армированные », [2],стр.398-399).

Ступень вала под установку подшипника:

Определить диаметр ступени по формуле: d_п = d_уп + 2t ( мм ), ( значение t взять из таблицы 1 ).

Полученное значение диаметра округлить до ближайшего большего значения диаметра «d» внутреннего кольца подшипника, наметив при этом тип подшипника-«Роликоподшипник конический однорядный» (см. ГОСТ 333-79, [2], стр.414-416), приняв из легкой серии обозначение (номер) подшипника и его размеры d x D x T_max , где d- диаметр подшипника под вал, D- диаметр наружного кольца, T_max— осевой размер подшипника. Информацию о выбранном подшипнике записать в следующем порядке (для примера): НА ВАЛ УСТАНАВЛИВАЕТСЯ РОЛИКОПОДШИПНИК КОНИЧЕСКИЙ ОДНОРЯДНЫЙ № 7208 ЛЕГКОЙ СЕРИИ С РАЗМЕРАМИ d x D x T_max = 40 x90 x25,5 мм.

Примечание: иногда совмещают ступень вала под подшипник со ступенью под уплотнение, принимая значение диаметра такого участка равным диаметру под подшипник. При этом желательно предусмотреть возможность установки на вал подшипника, не вынимая из паза призматическую шпонку на его концевом участке.

В этом случае диаметр под подшипник необходимо определить по формуле:

где t₂ — глубина паза в ступице колеса, устанавливаемого на этот вал.

(Значение t₂ взять из ГОСТа 23360-78 « Шпоночные соединения с призматическими шпонками », см. [2], стр.427-428).

Определить диаметр ступени по формуле: d_к = d_п + 3,2r (мм), (значение r принять по таблице 1 в зависимости от значения диаметра d_п). Значение диаметра «d_к» округлить по ГОСТ 6636-69 «Нормальные линейные размеры» ( см. [2], стр.312-313).

На данном участке предусматривается шпоночный паз для врезной призматической шпонки.

Примечание: шпоночные пазы на различных участках вала рекомендуется располагать в одной плоскости. Ширину шпоночного паза «b», для удобства обработки, на разных участках можно принимать одинаковой, ориентируясь на наименьшее значение.

Ступень вала- буртик упорный:

Определить диаметр буртика по формуле: d _{б =} d _к + 3f ( мм ), ( значение f определить по таблице 1 в зависимости от значения диаметра d _к ). Значение диаметра d _б округлить по ГОСТ 6636-69 (см. [2], стр.427-428).

Буртик предотвращает смещение колеса в одну сторону.

Примечание: на вал устанавливаются подшипники только одного типоразмера.

Диаметр участка между буртиком и участком под второй подшипник принять равным диаметру вала под колесом.

После определения всех диаметральных размеров вала ВЫПОЛНИТЬ ЭСКИЗ ПРОЕКТИРУЕМОГО ВАЛА с нанесением размеров диаметров запроектированных участков. Эскиз для цилиндрической и червячной передач (см. Рис.5), для конической (см. Рис. 6).

Рис. 6

1.2 Определение размеров вала по длине:

Размеры вала по длине, необходимые для выполнения его проверочного расчета на прочность по напряжениям изгиба и кручения, определяются на основе эскизной компоновки подшипникового узла (для одноступенчатой цилиндрической и червячной передач см. Рис.3 , для одноступенчатой конической передачи см. Рис. 4).

Длину ступицы, колеса устанавливаемого на вал, определить по формуле:

l _{ст =}(1,2…1,5) d_к , где d_к— диаметр участка вала под колесом. Окончательно принять l _ст по ГОСТ 6636-69 «Нормальные линейные размеры» ( см.[2], стр.312-313).

Ширину подшипника -Т _max взять из ГОСТа 333-79 ( см. [2],стр.414-416) для выбранных ранее подшипников.

Принять размер а = 8…15 мм -при установке в подшипниковом узле мазеудерживающих колец (если подшипниковый узел будет заполнен пластичной смазкой), или а =2…3 мм –при смазке подшипников разбрызгиванием жидкого масла, залитого в корпус редуктора.

Принять толщину стенки редуктора δ равной 8…10 мм.

Зазор между ступицей колеса и внутренней частью стенки корпуса редуктора определить по формуле: X = 1,2 δ.

Для одноступенчатых цилиндрической и червячной передач расстояние между опорами

равно lт = l₁ + l₂ = l _ст + 2X +2а + Tmax .Так как опоры расположены симметрично относительно плоскости расположения точки приложения усилий в зацеплении (полюса зацепления ), то расстояния l₁ и l₂ определяются по формуле: l₁ = l ₂ = l_т / 2.

Для конической одноступенчатой передачи расстояние между опорами l_т = 1₁ + l₂ , где

l₁= , l₂ = l₁ + R_m∙ cos δ₂, где R_m— среднее конусное расстояние конического колеса, δ₂ – угол делительного конуса конического колеса.

R_m = R_е – 0,5b, где R_е = 0,5d_e2 / sin δ₂ – внешнее конусное расстояние конического колеса,

b – ширина зубчатого венца конического колеса; b≤ 0,3 R_е ;

d_e2 – внешний делительный диаметр конического колеса (значение принять из ряда: 100, 112,125,140,160,180,200,224…мм ); δ₂ = arc tg u_зп, где u_зп – фактическое передаточное число закрытой конической передачи ( значение взять из задачи №1).

В этой передаче l₁ ≠ l₂ , так как опоры расположены не симметрично относительно плоскости расположения полюса зацепления.

2 Проверочный расчет ведомого вала на прочность (расчет вала на выносливость)

2.1 Определить величину усилий, действующих на вал со стороны установленного на него колеса по формулам в соответствии с видом своей передачи:

для цилиндрической косозубой передачи

-окружная сила: Ft₂= , где Т₂ – вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм, (значение взять из задачи №1); d₂ –диаметр делительной окружности косозубого колеса, мм, (значение взять из лаб. работы №2, см.[3 ] ).

-радиальная сила: Fr₂= Ft_2· , где α- угол зацепления (20°);

-осевая сила: Fa₂ = Ft_2·· tg β b- угол наклона зуба колеса (значение взять из лаб. работы №2 см.[3 ] ).

-окружная сила: Ft₂= , ( значение вращающего момента Т₂ , Нм, взять из задачи №1), d₂ –диаметр делительной окружности червячного колеса, мм, (значение взять из лаб. работы №4 см.[3 ] ).

-радиальная сила: Fr₂ = Ft_2·· tgα, где α- угол зацепления (20°);

-осевая сила: Fa₂=Ft₁= , где Т₁ – вращающий момент на ведущем валу червячной передачи (червяке), Нм, (значение взять из задачи №1), d₁ – делительный диаметр червяка, мм, (значение взять из лаб. работы №4 см.[3 ] ).

для конической прямозубой передачи

-окружная сила: Ft₂= , где Т₂ – вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм,( значение взять из задачи №1), d_e2 – внешний делительный диаметр конического колеса, мм, (см. выше).

-радиальная сила: Fr₂ = 0.36 · Ft₂ · sin δ₁, где δ₁ =( 90°- δ₂) – угол делительного конуса ведущего колеса, град ; (значение δ₂ см. выше).

2.2 Вычертить расчетную схему вала, определить величину реакций в опорах вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях, составив уравнения равновесия всех сил в

этих плоскостях по формулам:

— для вертикальной плоскости

— для горизонтальной плоскости

Примечание. Смещение точек приложения реакций в опорах вала ( радиально-упорных подшипниках) и осевые нагрузки возникающие в самих подшипниках, для упрощения расчетов, не учитываются.

2.3 Определить значения изгибающих моментов по участкам вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях по формулам:

-изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

-изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

Момент « М_кр» на участке АС равен вращающему моменту Т₂ на этом валу.

2.4 Построить эпюры « М_и» и « М_кр» ( см. Рис.7).

В сравнительно коротких валах одноступенчатых редукторов, как правило, намечаются два опасных сечения: одно под колесом, второе- в месте посадки подшипника со стороны консоли вала.

2.5 Наметить опасное сечение вала – сечение под колесом, так как в этом сечении действуют наибольшие изгибающие моменты, крутящий момент и дополнительно к этому, сечение ослаблено шпоночным пазом (см. Рис.8).

d_к— диаметр вала в сечении под колесом.

Ширину шпоночного паза «b» и глубину паза у вала «t₁» взять из ГОСТа 23360-78 «Шпоночные соединения с призматическими шпонками», ( см. [2], стр.427-428).

2.6 Определить в сечении вала под колесом коэффициенты запаса прочности:

где σ_-1 , τ_-1 – пределы выносливости стали при симметричном цикле, соответственно, изгиба и кручения.

Для конструкционной стали марки «Сталь 45» σ_-1= 0,43 σ_в , где σ_в – предел прочности материала вала (см. выше), τ_-1 = 0,58 σ_-1;

к_σ , к_τ – эффективные коэффициенты концентрации, соответственно, нормальных и касательных напряжений. Значения к_σ и к_τ для вала с одной шпоночной канавкой взять из таблицы 2.

ε_σ , ε_τ – масштабный фактор, соответственно, для нормальных и касательных напряжений.

Значения ε_σ и ε_τ взять из таблицы 3.

β- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности. При Rа от 0,32 до 2,5 мкм β = 0.97…0,9.

σ_v , τ_v – амплитуда цикла, соответственно, нормальных и касательных напряжений.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений σ_v равна расчетным напряжениям изгиба σ_и :

σ_v = σ_и = М_исум ∕ W_{и нетто} , где М_исум= — суммарный изгибающий момент в сечении вала под колесом, W_{и нетто} = πd_к 3 ∕ 32- bt₁ ( d_к – t₁ ) 2 ∕ 2d_к – момент сопротивления сечения изгибу (осевой), мм 3 .

Касательные напряжения кручения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла τ_v равна половине расчетных напряжений кручения τ_к:

τ_v = τ_к ∕ 2 = М_кр ∕ 2 W_{к нетто} , где М_кр – крутящий момент в сечении вала, W_{к нетто} = πd_к 3 ∕ 16 -bt₁ ( d_к – t₁ ) 2 ∕ 2d_к – момент сопротивления сечения кручению (полярный момент инерции), мм 3

σ_m , τ_m –среднее напряжение цикла, соответственно, нормальных и касательных напряжений: σ_m = 0 ; τ_m = τ_к ∕ 2 = τ_v ;

ψ_σ , ψ_τ – коэффициенты асимметрии цикла, соответственно, при изгибе и при кручении.

Для углеродистых сталей при σ_в = 650…750 МПа ψ_σ = 0,2 , ψ_τ = 0,1.

2.7 Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении по формуле:

n = n_σ ∙ n_τ ∕ ≥ [ n ], где [ n ] = 2,5…3,0 – допустимый запас прочности.

1. Детали машин: Учебник для студ.учреждений сред. проф. образования / Н.В.Гулиа, В.Г. Клоков, С.А.Юрков; Под общ. ред. Н.В. Гулиа.- М.: издательский центр «Академия», 2004.-416с.
2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов.- М.: Высш.шк.,1991.-432с.: ил.
3. Методические указания к выполнению лабораторных работ по дисциплине «Детали машин» для студентов специальности 1201 « Технология машиностроения» и по дисциплине « Техническая механика » (раздел «Детали машин») специальности 1207 «Сварочное производство» очной формы обучения / Воронеж, гос. техн. ун-т; Сост. В.М. Елизаров, И.И.Извеков, Воронеж, 2005.31с.

💡 Видео

Разбираем чертеж детали ➤ Технические требования ➤ Допуски и посадки размеровСкачать

Осевой люфт шестигранного вала привода колёс мотоблокаСкачать

Допуски и посадки для чайников и начинающих специалистовСкачать

9.4. Расчет валов и осейСкачать

6.2 Кинематический расчет приводаСкачать

расчет валов редуктораСкачать

Чертеж вал шестерни. Процесс изготовления валов с зубчатым венцомСкачать

Модификации двигателей по типу и форме выходного вала. Дюймовые и метрические размеры. Шкивы.Скачать

Размер вала редуктора ЗиД (могу отдать редуктор) Спасибо подписчикам!!!Скачать

Ременная передача. Урок №3Скачать

расчет валов редктораСкачать

Изготовление червячного вала редуктораСкачать

Изготовление выходного конического вала редуктораСкачать

часть 6. Регулировка подшипников ведущего вала редуктора промежуточного моста. Виктор ИлюшкинСкачать

ЭТО НУЖНО ЗНАТЬ КАЖДОМУ АВТОМОБИЛИСТУ! ВСЁ О САЛЬНИКАХСкачать

Выбираем общие допуски и посадки на примере детали вал. Предельные отклонения размеровСкачать

Почему не нужно убирать люфты валов редуктора МБ 1 Ока ЛучСкачать

Червячные редукторы. Применения червячных редукторов и как правильно их подобратьСкачать