Ширина венца |
b2
|
48 |
44 |
Консольная сила муфты на быстроходном валу редуктора.
Выберем муфту втулочно-пальцевую 250-38-1.1-32 – 11.2-У2 ГОСТ 21424-75
Консольная сила муфты на тихоходном валу редуктора.
Н×м.
Выберем муфту цепную 2000-80-1.1×80-1.2-У3 ГОСТ 20742-81,
5.3 Силовая схема нагружения валов редуктора
6. Проектный расчет валов
6.1 Выбор материалов валов
В проектируемом редукторе выбираем одинаковую для всех валов сталь 45, термически обработанную.
6.2 Определение допускаемых напряжений на кручение
Предварительный расчет на кручение проводится по пониженным допускаемым напряжениям. Для стали 45 - [t
к
] = 10…20 Н
/мм2
без учёта влияния изгиба.
6.3
Определение геометрических параметров валов
Наименьший диаметр при допускаемом напряжении.
вал быстроходный
Входной элемент открытой передачи (под шкив плоскоременной передачи):
мм
.
Под полумуфту d
м
=32 мм
.
Примем длину ступени под полумуфту l
м
= 58 мм стр. 401.
Под подшипники
,
где t
=2,5 мм
значение наименьшей величины бурта.
мм
.
примем d
п
=40мм
.
Примем длину ступени под подшипник l
п
=
мм
.
Вал средний
Ступень вала под подшипник:
мм
.
Под подшипник d
п
= 50 мм
.
Примем длину ступени под подшипник l
п
=
мм
.
Под колесо
,
где r
= 3 мм
значение наименьшей величины бурта.
мм
.
примем d
к
= 61 мм
.
Вал тихоходный
Выходной элемент вала (под полумуфту):
мм.
примем d
к1
= 80 мм
.
Под подшипники
,
где t
=3,5 мм
значение наименьшей величины бурта.
мм
.
примем d
п
= 90 мм
.
Под колесо цилиндрической передачи
,
где r
= 3,5 мм
значение фаски подшипника.
мм
.
примем d
к2
= 105 мм
.
6.4 Предварительный выбор подшипников
По полученным данным при вычерчивании валов (габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипника). принимаем:
Для вала быстроходного:
Роликовые конические – типа 7000, средняя широкая серия α=120
.
Для среднего вала
Роликовые конические – типа 7000, легкая серия α=120
.
Для тихоходного вала
Шариковые радиальные однорядные – типа 100, особолегкая серия.
Валы |
№ Подшипника |
d |
D |
r |
В |
Cr
|
Cor
|
мм. |
кН |
Быстроходный |
7608 |
40 |
90 |
2,5 |
33 |
90 |
67,5 |
Нейтральный |
7211 |
55 |
100 |
2,5 |
21 |
57,9 |
46,1 |
Тихоходный |
118 |
90 |
140 |
2,5 |
24 |
57,2 |
39 |
7. Расчетная схема валов редуктора
7.1 Определим реакцию опор в подшипниках быстроходного вала
Вертикальная плоскость.
Определим опорные реакции, Н
:
Fa1
|
4 058 |
Н |
Fr1
|
1 481 |
Н |
Ft1
|
2 583 |
Н |
d
1
|
48 |
мм |
F
м
|
124 |
Н |
a
|
103,5 |
мм |
b
|
103,5 |
мм |
e
|
108,2 |
мм |
L
|
207,0 |
мм |
Н
.
Н
.
Проверка:
.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X
:
0;
;;
27,9
,
125,3 .
Горизонтальная плоскость.
Определим опорные реакции, Н
:
=1103Н
,
=1356 Н
,
Проверка:
.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
:
;
;
;
.
Строим эпюру крутящих моментов ;
:
62Н
.
Определяем суммарные радиальные реакции, Н
:
1136Н
,
Эпюры и схема нагружения подшипников быстроходного вала.
Н
.
Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях,
:
.
.
7.2 Определим реакцию опор в подшипниках среднего вала
Fr1
|
4727 |
Н |
Ft1
|
12986 |
Н |
d
1
|
72 |
мм |
F
a2
|
2 583 |
Н |
Fr
2
|
1481 |
Н |
Ft
2
|
4058 |
Н |
d
2
|
240 |
мм |
a
|
97,7 |
мм |
b
|
63 |
мм |
c
|
49,7 |
мм |
L
|
210,4 |
мм |
Вертикальная плоскость.
Определим опорные реакции, Н
:
,
= 5833Н
.
,
=8634Н
.
Проверка:
.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X
:
=-570
;
-429
.
-119
.
.
Горизонтальная плоскость.
Определим опорные реакции, Н
:
=1573Н
,
=-904Н
,
Проверка:
.
Эпюры и схема нагружения подшипников нейтрального вала.
;
;
.
45
.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
:
Строим эпюру крутящих моментов ;
:
468
,
487
.
Определяем суммарные радиальные реакции, Н
:
8681 Н
,
6041 Н
.
Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях,
:
590
.
431
.
7.3 Определим реакцию опор в подшипниках тихоходного вала.
Fr1
|
4727 |
Н |
Ft1
|
12986 |
Н |
d
1
|
288 |
мм |
F
м
|
1709 |
Н |
a
|
124,5 |
мм |
b
|
109,5 |
мм |
e
|
178,5 |
мм |
L
|
234 |
мм |
Вертикальная плоскость.
Определим опорные реакции, Н
:
3064Н
.
8213 Н
.
Проверка:
.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X
:
Эпюры и схема нагружения подшипников тихоходного вала.
;
;
305
;
899
.
Горизонтальная плоскость.
Определим опорные реакции, Н
:
2212Н
.
2515 Н
.
Проверка:
.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
:
;
;
0;
275
.
Строим эпюру крутящих моментов ;
:
1870
.
Определяем суммарные радиальные реакции, Н
:
3779 Н
,
8589 Н
.
Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях,
:
940
.
305
.
8. Проверочный расчет подшипников
Подшипник 7608 быстроходного вала, червячной передачи.
Определяем осевые составляющие радиальные реакции:
,
где e
= 0,296,
Н
,
Н
.
Определим осевые нагрузки подшипников. Так как
и
, то
Н
,
Н
.
Определим отношение
,
По соотношению
и
выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:
,
где V
– коэффициент вращения, V
=1;
X
–
коэффициент радиальной нагрузки, X
= 0,4;
Y
– коэффициент осевой нагрузки, Y
= 2,096;
Кб
– коэффициент безопасности, Кб
=1,2;
Кт
– температурный коэффициент, Кт
=1;
Н
.
Н
.
Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:
,
где m – показатель степени, m=3,3;
<Cr
= 90000H,
Подшипник пригоден.
Рассчитаем базовую долговечность;
ч>Lh
=4700ч.
Подшипник 7211 промежуточный вала, червячной передачи.
Определяем осевые составляющие радиальные реакции:
, где e
= 0,41,
Н
,
Н
.
Определим осевые нагрузки подшипников.
Так как
и
, то
Н
,
Н
.
Определим отношение
,
По соотношению
и
выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:
,
,
где V
– коэффициент вращения, V
=1;
Кб
– коэффициент безопасности, Кб
=1,2;
Кт
– температурный коэффициент, Кт
=1,0;
X
– коэффициент радиальной нагрузки, X
= 0,4;
Y
– коэффициент осевой нагрузки, Y
= 1,46;
Н
.
Н
.
Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:
,
где m – показатель степени, m=3,33;
<Cr
=57900H,
Подшипник пригоден.
Рассчитаем базовую долговечность;
ч>Lh
=4700ч.
Подшипник 118 тихоходного вала, цилиндрической передачи.
Так как передача является прямозубой, то осевая нагрузка отсутствует, поэтому выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:
,
где V
– коэффициент вращения, V
=1;
Кб
– коэффициент безопасности, Кб
=1,2;
Кт
– температурный коэффициент, Кт
=1,0;
Н
.
Н
.
Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:
,
где m – показатель степени, m=3;
<Cr
=57200H,
Подшипник пригоден.
Рассчитаем базовую долговечность;
ч>Lh
=4700 ч.
9. Проверочные расчеты
9.1 проверочный расчет шпонок
Используем в приводе шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 40X
нормализованная по ГОСТ 1050-74. Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице [s
CM
] = 60 МПа, при стальной ступице [s
CM
] = 120 МПа.
Напряжение смятия и условие прочности:
,
где Ас
м
– площадь смятия;
,
где h
, t
1
– стандартные размеры;
l
р
– рабочая длинна шпонки.
тихоходный вал:
Шпонка под полумуфту (колесо чугунное).
d
= 32 мм
, b
´
h
= 10´8 мм
, t
1
= 5 мм
, длина шпонки l
= 50 мм
, момент на валу Ft
=2583 Н
.
Н < [sCM
] = 190 Н
.
Нейтральный вал:
Шпонка под червячное колесо червячной передачи (колесо чугунное).
d
= 60 мм
, b
´h
= 18´11 мм
, t
1
= 7 мм
, длина шпонки l
= 32 мм
, момент на валу Ft
=4058 Н
.
Н < [sCM
] = 190 Н
.
Тихоходный вал:
Шпонка под зубчатое колеса цилиндрической прямозубой передачи (колесо стальное).
d
= 105 мм
, b
´h
= 28´14 мм
, t
1
= 10 мм
, длина шпонки l
= 62 мм
, момент на валу Ft
=12986 Н
.
Н < [sCM
] = 190 Н
.
Шпонка под ведущее колесо открытой цепной передачи.
d
= 80 мм
, b
´h
= 22´14 мм
, t
1
= 9 мм
, длина шпонки l
= 114 мм
, момент на валу Ft
=12986 Н
.
Н < [sCM
] = 190 Н
.
9.2 Проверочный расчет валов
Быстроходный вал.
Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под червяком, сечение в точке 2
– является наиболее нагруженным участком.
Нормальное напряжение
,
где М
– суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М2
= 188 Н
×м
;
W
нетто
– осевой момент сопротивления,
мм3
,
Н
/мм2
.
Касательное напряжение
,
где Мк
– крутящий момент в опасном сечении, Мк
= 62 Н
×м
;
W
рнетто
– полярный момент инерции,
мм3
,
Н
/мм2
.
Определим предел выносливости в расчетном сечении,
,
,
где σ-1
, τ-1
– пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ-1
= 420 Н
/мм2
, τ-1
= 0,58 σ-1
= 244 Н
/мм2
;
(Кσ
)D
, (Кτ
)D
– коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,
,
,
где Кσ
– коэффициент концентраций напряжений, Кσ
=1,7;
Кτ
– коэффициент концентраций напряжений, Кτ
=1,55;
К
d
– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К
d
=0,7;
К
F
– коэффициент влияния шероховатости, К
F
=1,5:
1,48,
1,36.
Н
/мм2
,
Н
/мм2
.
Определим коэффициент запаса прочности,
,
.
Определим общий коэффициент запаса прочности,
Условие выполняется, вал имеет запас прочности.
Нейтральный вал.
Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под шестерней, сечение в точке 2
– является наиболее нагруженным участком.
Нормальное напряжение
,
где М
– суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М2
= 590 Н
×м
;
W
нетто
– осевой момент сопротивления,
мм3
,
Н
/мм2
.
Касательное напряжение
,
где Мк
– крутящий момент в опасном сечении, Мк
= 467,5 Н
×м
;
W
рнетто
– полярный момент инерции,
мм3
,
Н
/мм2
.
Определим предел выносливости в расчетном сечении,
,
,
где σ-1
, τ-1
– пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ-1
= 420 Н
/мм2
, τ-1
= 0,58 σ-1
= 244 Н
/мм2
;
(Кσ
)D
, (Кτ
)D
– коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,
,
,
где Кσ
– коэффициент концентраций напряжений, Кσ
=1,7;
Кτ
– коэффициент концентраций напряжений, Кτ
=1,55;
К
d
– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К
d
=0,67;
К
F
– коэффициент влияния шероховатости, К
F
=1,5:
1,52,
1,41.
Н
/мм2
,
Н
/мм2
.
Определим коэффициент запаса прочности,
,
.
Определим общий коэффициент запаса прочности,
Условие выполняется, вал имеет запас прочности.
Тихоходный вал.
Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступень вала под колесом, проходящие через точку 2.
Нормальное напряжение
,
где М
– суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М2
= 940,5 Н
×м
;
W
нетто
– осевой момент сопротивления,
мм3
,
Н
/мм2
.
Касательное напряжение
,
где Мк
– крутящий момент в опасном сечении, Мк
= 1870 Н
×м
;
W
рнетто
– полярный момент инерции,
мм3
,
Н
/мм2
.
Определим предел выносливости в расчетном сечении,
,
,
где σ-1
, τ-1
– пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ-1
= 380 Н
/мм2
, τ-1
= 0,58 σ-1
= 220 Н
/мм2
;
(Кσ
)D
, (Кτ
)D
– коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,
,
,
где Кσ
– коэффициент концентраций напряжений, Кσ
=2,15;
Кτ
– коэффициент концентраций напряжений, Кτ
=2,05;
К
d
– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К
d
=0,62;
К
F
– коэффициент влияния шероховатости, К
F
=1:
2,67,
2,54.
Н
/мм2
,
Н
/мм2
.
Определим коэффициент запаса прочности,
,
.
Определим общий коэффициент запаса прочности,
Условие выполняется, вал имеет запас прочности.
9.3 Тепловой расчет редуктора
Определим температуру масла в редукторе,
,
где Р1
– мощность на быстроходном валу редуктора, Р1
= 11 кВт
;
η
– коэффициент полезного действия, η
= 0,72;
К
t
– коэффициент теплопередачи, К
t
= 10;
А
– площадь теплоотдающей поверхности, А
= 0,56;
t
в
– температура вне корпуса, t
в
= 200
;
<[t
]=800
содержание ..
379
380
381 ..
|