ПЛК 06.06.01.00 ПЗ - Редуктор двухступенчатый соосный, страница 3

.

Условие выполнено.

10. Проверка долговечности подшипников.

Полный расчет делаем для промежуточного вала, так как он является самым нагруженным. Для остальных валов сделаем только проверку подшипников, без построения эпюр.

Промежуточный вал.

После эскизной компоновки получаем следующие значения расстояний:

l₁ = 65 мм; l₂ = 165 мм.

Имеем:

Т₁ = 138,6·10³ Н·мм, F_t = 1584 Н, F_r = 601 Н, F_а = 462 Н;

M_y

Рис 8.1 Расчетная схема входного вала.

Определяем реакции опор в плоскости XOY:

;

;

;

Проверка:

;

Определяем реакции опор в плоскости YOZ:

;

Проверка:

;

Суммарные радиальные реакции:

;

.

Строим эпюру М_Х:

; – M_U + R_Y2 ·z = 0;

при z = 0: M_U =0;

при z = l₁:

;

при z = 0:

при z =l₂:

F_a

D

при z = 0:

Строим эпюру М_Y:

; M_U – R_X2 ·z = 0;

при z = 0: M_U =0;

при z = l₁:

R_X2

; M_U – R_X2 · (z + l₁) – F_t · z = 0;

при z = 0:

при z = l₂: M_U = R_X2 · (z + l₁) + F_t · l₂ =1584∙(65+165)+1584∙165=625680 (H·мм).

; – M_U + R_X1 · z = 0;

при z = 0: M_U = 0 (H·мм).

при z = l₁: M_U = R_X1 · l₁ = 1584∙65 = 102960 (H·мм).

R_X1

Выбираем предварительно роликоподшипниковые конические однорядные подшипники 7207: d = 35мм; D = 72мм; B = 17мм; r = 2,0мм; C = 15кН; C₀ = 26,3кН;

Эквивалентная нагрузка:

где – радиальная нагрузка, [2, с. 83-84]

P_а = 303 Н – осевая нагрузка (в связи с раздвоением ступени);

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

K_б = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров [1, с. 214];

K_т = 1 – температурный коэффициент [1, с. 214].

Отношение

Отношение

По табл. 9.18 [1, c.212] коэффициент радиальной нагрузки Х = 0,56, коэффициент осевой нагрузки Y = 2,17Отсюда:

Расчетная долговечность, млн. об., ч.:

млн. об.;

ч,

что соответствует ГОСТ 16162 – 85 [1, с. 307].

Входной вал.

После эскизной компоновки получаем следующие значения расстояний:

a = b = 78,5 мм.

Имеем:

Т₂ = 22,1 ·10³ Н·мм, F_t2 = 2180 Н, F_r2 = 808 Н, F_а2 = 418 Н.

Определяем реакции опор в плоскости XOY:

;

;

;

;

Проверка:

; 1090+1090–2180 = 0.

Определяем реакции опор в плоскости YOZ:

;

;

;

;

Проверка:

; 449,7 + 358,3 - 808 = 0.

Суммарные радиальные реакции:

;

.

Выбираем предварительно радиальные шариковые однорядные подшипники 7205: d = 25 мм, D = 52 мм, В = 15 мм, С = 24 кН, С₀ = 17,5кН.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (X · V · P_r1 + Y · P_а) · K_б · K_т ,

где P_r1 = 1179,1 Н – радиальная нагрузка;

P_а = 418 Н – осевая нагрузка;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

K_б = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров [1, с. 214];

K_т = 1 – температурный коэффициент [1, с. 214].

Отношение ; тогда е = 0,26 [1, с. 212];

Отношение > е = 0,26 [1, с. 212].

Х = 0,56; Y = 1,90.

Отсюда: Р_э = (1 · 0,56 · 1179,1 + 1,90 · 418) · 1 · 1 = 1454,5 H.

Расчетная долговечность, млн. об., ч.:

млн. об.;

ч,

что соответствует ГОСТ 16162 – 85 [1, с. 307].

Выходной.

После эскизной компоновки получаем следующие значения расстояний:

a = b = 78,5 мм.

Имеем:

Т₂ = 1000 ·10³ Н·мм, F_t2 = 5714 Н, F_r2 = 2166 Н, F_а2 = 1667 Н.

Определяем реакции опор в плоскости XOY:

;

;

;

;

Проверка:

; 5714+5714–2857 = 0.

Определяем реакции опор в плоскости YOZ:

;

;

;

;

Проверка:

; 1348,4 + 817,6 - 2166 = 0.

Суммарные радиальные реакции:

;

.

Выбираем предварительно радиальные шариковые однорядные подшипники 7714: d = 70 мм, D = 125 мм, В = 26 мм, С = 96 кН, С₀ = 82, кН.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (X · V · P_r1 + Y · P_а) · K_б · K_т ,

где P_r1 = 3159,2 Н – радиальная нагрузка;

P_а = 1667 Н – осевая нагрузка;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

K_б = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров [1, с. 214];

K_т = 1 – температурный коэффициент [1, с. 214].

Отношение ; тогда е = 0,26 [1, с. 212];

Отношение > е = 0,26 [1, с. 212].

Х = 0,56; Y = 1,1

Отсюда: Р_э = (1 · 0,53 · 3159,2 + 1, · 1667) · 1 · 1 = 3341,4 H.

Расчетная долговечность, млн. об., ч.:

млн. об.;

ч,

что соответствует ГОСТ 16162 – 85 [1, с. 307].

11. Второй этап компоновки редуктора.

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы. Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерни и колеса по конструктивным размерам, найденным ранее (см. Раздел 4).

Конструируем узел ведущего вала.

1. наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстоянии l₁ и l₂. Используя эти линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

2. между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1 – 2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять роль маслоотбрасывающих колец;

3. вычерчиваем крышки подшипников. Также ставим уплотнения манжетного типа, которые широко используются как при пластичном, так и при жидких смазочных материалах.

Аналогично конструируем узел промежуточного вала. Обратим внимание на следующие особенности.

1. отложив от середины редуктора расстояния l₁ и l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

2. между корпусом и подшипником ставим стопорные кольца, для предотвращения случайного смещения подшипника.

При конструировании ведомого вала также следует учитывать определенные особенности.

1. наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстоянии l₁. Используя эти линии, вычерчиваем в разрезе роликоподшипники;

2. для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой;

3. вычерчиваем крышки подшипников. Также ставим уплотнения манжетного типа.

На всех валах применяем шпонки призматические по ГОСТ 23360 – 70. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 – 10 мм меньше длин ступиц

12. Уточненный расчет одного из валов редуктора

Расчет проведем для промежуточного вала, как для самого нагруженного – на нем находятся два зубчатых колеса и шестерня.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S ≥ [S].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений.

Опасное сечение. А - А. Концентрацию напряжения вызывает наличие шпоночной канавки. Поскольку на валу находятся два одинаковых зубчатых колеса, то следовательно опасным будет и сечение Б – Б, расчет для которого будет аналогичен как и для сечения А – А.

Материал вала тот, же что и для шестерни, т.е. сталь 40ХН. По табл. 3.3. [ 1, c. 34] при диаметре заготовки 150 - 180 мм (в нашем случае d_a1 = 169,2 мм) среднее значение предела прочности σ_в = 880 МПа, предела текучести σ_т = 590 МПа, средняя твёрдость НВ 280.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле (изгиба) касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

При d = 48 мм; b = 14 мм; t₁ = 6 мм:

Амплитуда и среднее напряжение:

Принимаем [1, с. 165-166].

Отсюда коэффициент запаса прочности:

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении А – А

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение С – С. Концентрацию напряжения вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

При d = 55 мм; b = 16 мм; t₁ = 9 мм:

Амплитуда и среднее напряжение:

Принимаем [1, с. 165-166].

Отсюда коэффициент запаса прочности:

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении А – А

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

13. Посадки зубчатых колес и подшипников.

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1, с. 263].

Посадки зубчатых колес на вал по ГОСТ 25347 – 82.

Распорную втулку устанавливают по .