123738 (689590), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ_к] =25 МПа

мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_B1 ⁼ 42 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1 = 50 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал: диметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [τ_к] = 20 МПа

мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_B2 = 65 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 70 мм, под зубчатым колесом d_K2 = 75 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

5. Конструктивные размеры шкива клиноременной передачи

Шкивы клиноременных передач выполняются из чугуна СЧ 15. Расчетный диаметр шкива d_p = 280 мм. Угол наклона канавок при таком диаметре равен α = 40°.

Ширина обода шкива

мм

Толщина обода

S = 0,005*d+3+h+h₀ = 13,9 мм

примем S = 15 мм

Длинна ступицы шкива

l = (1,5÷2)d_B1 = 36 ÷ 48 мм

примем l = 40 мм

Диаметр шкива ступицы

мм

примем d = 44 мм.

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

d₁ = 112 мм; d_a1 = 118 мм; b₁ = 95 мм.

Колесо кованое:

d₂ = 336 мм; d_а2 = 342 мм; b = 90 мм.

Диаметр ступицы d_ст = 1,6 * d_а2 =1,6 * 75 = 120 мм.

Длина ступицы l_ст = (1,2 ÷ 1,5)d_k2 = (1,2 ÷ 1,5) * 75= 90÷ 113 мм

принимаем l_ст = 100 мм

Толщина обода δ₀ = (2,5 ÷ 4)m_n =(2,5 ÷ 4) * 3 = 7,5 ÷ 12 мм

принимаем δ₀ = 10 мм

Толщина диска при b = 90 мм: С =0,3*90=27 мм

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025а_w + 1 = 0,025 * 224 + 1 = 6,6 мм,

принимаем δ = 8 мм; δ₁ = 0,02а_w + 1 = 0,02 * 224 + 1 = 5,48 мм, принимаем δ₁ = 8мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 δ = 1,5 * = 12 мм; b₁ = 1,5δ₁ = 1,5 * 8 = 12 мм,

нижнего пояса корпуса

р = 2,35δ = 2,35 * 8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментных d₁ = (0,03÷0,036)а_w+12 = (0,03÷0;36)224 + 12 = 18,72÷ 20,064 мм; принимаем болты с резьбой М20; крепящих крышку к корпусу у подшипников d₂ = (0,7÷0,75) d₁ = (0,7÷0,75)20 = 14÷15 мм; принимаем болты с резьбой М16; соединяющих крышку с корпусом d₃ = (0,5÷0,6)d₁ = (0,5÷0,6)20 = 10÷12 мм; принимаем болты с резьбой М12.

8. Расчет подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем

F_t = 6232 H, F_r = 2283 Н, F_a = 841 Н, F_B = 2162 H, l₁ = 112 мм и l₃ = 65 мм.

Реакции опор: в плоскости xz

Н

Н

Проверка:

R_x1 + R_x2 – F_t – F_B = 5243 + 3151 – 6232 – 2162= 0.

в плоскости yz

Н

Н

Проверка:

R_yl + R_y2 – F_r = 1351 + 931 – 2283 = 0.

Суммарные реакции

Н

Н

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 206: d = 30 мм; D = 62 мм; В = 16 мм;С = 19,5 кН и С₀ = 10 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

Р_э = (XVP_r1 + YP_a)К_бК_T,

в которой радиальная нагрузка Р_r1 = 1871 Н; осевая нагрузка Р_а = F_a = 317 Н;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности К_б = 1,2; К_Т = 1.

Отношение

;

этой величине соответствует е ≈ 0,23

Отношение

< е; X = 1 и Y = 0.

Р_э = (1 * 1 * 1871) * 1,2 * 1 = 2245 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч.

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t = 6232 H, F_r = 2283 Н, F_a = 841 Н, l₂ = 112 мм.

Реакции опор: в плоскости xz

Н

в плоскости yz

Н

Н

Проверка:

R_y3 + R_y4 – F_r = 1773 + 510 – 2283 = 0.

Суммарные реакции

Н

Н

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 208: d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм;С = 32 кН и С₀ = 17,8 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

Р_э = (XVP_r4 + YP_a)К_бК_T,

в которой радиальная нагрузка Р_r4 = 1060 Н; осевая нагрузка Р_а = F_a = 317 Н;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности К_б = 1; К_Т = 1.

Отношение

;

этой величине соответствует е ≈ 0,20

Отношение

> е; X = 0,56 и Y = 2,40.

Р_э = (0,56 * 1 * 1060 + 2,4 * 317) * 1 * 1 = 1354 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 206 имеют ресурс L_h = 40 * 10³ ч, а подшипники ведомого вала 208 имеют ресурс L_h = 4 * 10⁶ ч.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см] = 100 ÷ 120 МПа, при чугунной [σ_см] = 50 ÷ 70 МПа.

Ведущий вал: d = 24 мм; b х h = 8 х 4 мм; t₁ = 4 мм; длина шпонки l = 56 мм; момент на ведущем валу Т₁ = 43400 Н*мм;

МПа

Ведомый вал

Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под муфтой — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 55 мм; b х h = 10 х 8 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 45 мм; момент Т₂ = 217 * 10³ Н*мм;

МПа

Условие σ_см < [σ_см] выполнено.

10. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

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 каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм среднее значение σ_в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

σ_-1 ≈ 0,43 σ_в = 0,43 * 780 = 335 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

τ_-1 ≈ 0,58σ_-1 = 0,58 * 335 = 193 МПа.

Сечение А – А. Это сечение вала под шкивом клиноременной передачи, рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Изгибающий момент

Н * мм

Момент сопротивления кручению при d = 24 мм; b = 8 мм; t₁ = 4 мм

мм³

Момент сопротивления изгибу

мм³

Амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

МПа

Принимаем k_σ = 2,5; ε_σ ≈ 0,89; k_τ = 1,68; ε_τ ≈ 0,8 и ψ_τ ≈ 0,1.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа;

Среднее напряжение σ_m = 0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Результирующий коэффициент получился близким к коэффициенту запаса s_τ = 9,8. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту, учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно короче, чем длина ступицы шкива, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании

По той же причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала – сталь 45 нормализованная; σ_в – 570 МПа.

Пределы выносливости

σ_-1 ≈ 0,43 σ_в = 0,43 * 570 = 245,1 МПа

τ_-1 ≈ 0,58σ_-1 = 0,58 * 245,1 = 142,2 МПа.

Сечение А – А. Это сечение вала под зубчатым колесом. Вал в этом сечении 44 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Н * мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Н * мм

суммарный изгибающий момент в сечении А — А

Н * мм

Момент сопротивления кручению при d = 44 мм; b = 14 мм; t₁ = 5,5 мм

мм³

Момент сопротивления изгибу

мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа

Принимаем k_σ = 1,5; ε_σ ≈ 0,84; k_τ = 2,3; ε_τ ≈ 0,72 и ψ_τ ≈ 0,15.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа; Среднее напряжение σ_m = 0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Характеристики

Список файлов курсовой работы