работа по дисциплине «Машины и оборудование отраслевого машиностроения» «Изготовление втулки цилиндра среднеоборотного дизеля» Руководитель работы Ружицская Е. В (стр. 9 из 11)

проверка:

;

в плоскости yz

;

Н;

;

Н;

проверка:

.

Рисунок 4 – Расчетная схема и эпюры силовых факторов

тихоходного вала редуктора

Суммарные реакции опор

H;

H.

Эквивалентная нагрузка

в которой

Н; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности [1, табл. 15.11]; [1, табл. 15.12].

Отношение

, этой величине соответствует

[1, табл. 15.9].

Рассмотрим подшипник опоры 3.

, поэтому осевую

нагрузку не учитываем. Тогда

, .

Н.

Рассмотрим подшипник опоры 4.

, поэтому осевую

нагрузку не учитываем. Тогда

, .

Н.

Так как

, расчет долговечности подшипников проводим по опоре 4

млн об.

Расчетная долговечность в часах

ч,

что больше минимальной долговечности подшипников

ч для зубчатых редукторов по ГОСТ 16162-93 [1, табл.15.14].

3.8 Конструктивная компоновка редуктора

Используем чертеж эскизной компоновки (см. рис. 1.2). На данном этапе компоновки необходимо конструктивно рассмотреть основные детали редуктора, что будет затем использовано при проверочном расчете валов на прочность и оформлении сборочного чертежа.

Схема смазки зацепления и подшипников принята в п.3.6. В нижней части корпуса устанавливаем пробку для спуска масла [1, табл. 17.2] и жезловый маслоуказатель [1, табл.17.9].

Конструкция корпуса должна обеспечить сборку редуктора. Геометрические размеры некоторых элементов корпуса определены в п.3.5, а остальных - принимаем конструктивно. Основные конструктивные размеры валов и зубчатых колес определены в п.3.2 и п.3.4. Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем заплечики вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой; место перехода вала под распорной втулкой смещаем на 1...2 мм внутрь ступицы колеса с тем, чтобы гарантировать прижатие торца втулки к торцу ступицы колеса, а не к галтели вала. Крышки подшипниковых узлов на валах с одной стороны глухие, а с другой – сквозные с манжетными уплотнениями. Под крышки устанавливаем набор металлических прокладок для регулирования зубчатого зацепления при сборке редуктора.

3.9 Выбор посадок сопряжений основных деталей

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в

табл.3.8 [1]:

– посадка зубчатого колеса на вал – H7/r6;

– посадка звездочки цепной передачи на тихоходный вал редуктора – H7/h6;

– посадка полумуфты на быстроходный вал редуктора – H7/k6;

– посадка подшипников на вал (нагружение внутреннего кольца – циркуляционное) – L0/k6 [ 1, табл. 15.16];

– посадка подшипников в корпусе редуктора (нагружение наружного кольца – местное) – Н7/l0;

– посадка распорных втулок на вал – H7/k6;

– посадка шпонок в паз вала – N9/h9, а в паз ступицы – Js9/h9

[ 1, табл.7.4].

3.10 Проверочный расчет валов

Расчет производим для предположительно опасных сечений каждого из валов. Проверочный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности

для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями . Прочность обеспечена при .

Результирующий коэффициент запаса прочности

где

и – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным

напряжениям

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям (нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу и поэтому средние напряжения цикла

) и касательным напряжениям (касательные от кручения изменяются по отнулевому циклу)

где

и – амплитуды напряжении цикла;

и – средние напряжения цикла;

и – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии

цикла напряжений;

и – коэффициенты концентрации напряжений для

данного сечения вала.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

где

и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и – коэффициенты влияния абсолютных размеров сечения;

– коэффициент влияния шероховатости поверхности;

– коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Быстроходный вал (см. рис.3). Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 45, термическая обработка – улучшение. При диаметре заготовки до 80 мм (в нашем случае

мм) предел прочности МПа [1, табл. 10.2].

Пределы выносливости материала

МПа,

МПа.

Сечение А – А. Диаметр вала в этом сечении

мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: и [1, табл. 14.9]; , [1, табл.14.5]; (шероховатость поверхности мкм) [1, табл.14.12]; (поверхность без упрочнения) [1, табл.14.11]; [1,табл.14.13].