146293 (729504), страница 5
Текст из файла (страница 5)
9.9.1. Составляющие силы от цепной передачи на вал (рисунок 9.3.).
а) Вертикальная составляющая
Fцz = Fц·sinα =6181,8·sin 30° = 3091 H
б) Горизонтальная составляющая
Fцy = Fц·cosα =6181,8·cos 30° = 535 H
9.9.2. Реакции опор от сил в зацеплении колес и от цепной передачи.
9.6.2.1. При вращении входного вала против часовой стрелке.
а) В плоскости ХOY
∑МДY = 0; 
10485Н
∑МСY = 0; 
2682 Н
Проверка ∑FY = 0; 
2682+2449-10485+5354=0
Реакции найдены правильно.
б) В плоскости XOZ
∑МСZ = 0; 
201 Н
∑МДZ = 0; 
3017 Н
Проверка ∑FZ = 0; 
3017-6309+201+3091=0
Реакции найдены правильно.
в) Результирующие радиальные реакции в опорах
4037 Н
10487 Н
г) Суммарная внешняя осевая сила действует в направлении опоры С, а подшипники установлены "враспор".
F
Так как опора Д и С использованы радиальные подшипники, то осевых составляющие SД и SC от радиальных нагрузок на опоры отсутствуют.
В схеме 3 Fa∑= Fa2 II – Fa2 II = 0, т. е. Осевой нагрузки на подшипники нет.
a∑= Fa1 II = 2341 H
9
В схемах 1 и 4 с прямозубой цилиндрической передачей II ступени и горизонтальным расположением цепной передачи реверсирование не влияет на величины нагрузок в опорах Д и С и изгибающие моменты в тихоходном валу.
.6.2.2. При вращении входного вала по часовой стрелке (рисунок 9.6,б).
а) В плоскости ХOY
∑МДY = 0; 
8350Н
∑МСY = 0; 
547 Н
Проверка ∑FY = 0; 
547+2449–8350+5354=0
Реакции найдены правильно.
б) В плоскости XOZ
∑МСZ = 0; 
9010 Н
∑МДZ = 0; 
390 Н
Проверка ∑FZ = 0; 
390–6309+9010–3091=0
Реакции найдены правильно.
в) Результирующие радиальные реакции в опорах
672 Н
12284 Н
г) Суммарная внешняя осевая сила действует в направлении опоры Д, а подшипники вала установлены "враспор".
Fa∑= Fa1 II =
2341 H
9.6.3. Построение эпюр изгибающих моментов (рис 9.4.).
9.6.3.1. При вращении входного вала против часовой стрелке (рис 9.6,а).
а) Плоскость ХОY
Сечения Д и И – МДZ=0; МИZ=0
Сечение VI слева – MVIZ =
2682·146·10-3=391,6 Н·м
Сечение VI справа – MVIZ =
2682·146·10-3 – 2341
10-3=178 Н·м
Сечение С (VII) – MСZ =
5354·85·10-3=455 Н·м
б) Плоскость ХOZ
Сечения Д и И – МДY=0; МИY=0
Сечение IV – MIVY =
3017·146·10-3=440,5 Н·м
Сечение С (VII) – MСY = 3091·85·10-3=262,7 Н·м
в) Максимальные изгибающие моменты в сечениях IV и V
MIV=
589,4 Н·м
MV=
525,4 Н·м
9.6.3.2. При вращении входного вала по часовой стрелке (рис 9.5,б).
а) Плоскость ХОY
Сечения Д и И – МДZ=0; МИZ=0
Сечение VI слева – MVIZ =
547·146·10-3=79,9 Н·м
Сечение VI справа – MVIZ =
546·146·10-3 + 2341 10-3=293,4 Н·м
Сечение С (VII) – MСZ = 5354·85·10-3=455 Н·м
б) Плоскость ХOZ
Сечения Д и И – МДY=0; МИY=0
Сечение IV – MIVY =
390·146·10-3=57 Н·м
Сечение С (VII) – MСY = 3091·85·10-3=262,7 Н·м
в) Максимальные изгибающие моменты в сечениях IV и V
=
298,9 Н·м
=
525,4 Н·м
9.10. Расчет подшипников быстроходного вала.
9.10.1. Эквивалентная радиальная нагрузка.
RE=(X·V·Rr+Y·Ra)·KБ·KT
V=1; KT=1; Kб=1,8 (смотри раздел 9.4.1. расчета)
а) При вращении входного вала против часовой стрелке.
Так как в двух опорах Д и С использованы одинаковые радиальные шариковые подшипники № 211, то расчет производим только подшипника опоры "с", которая имеет наибольшею радиальную 
10487 Н и осевую 
2341 Н нагрузки.
Подшипник 211 имеет: d = 55 мм; Д = 100 мм; В = 21 мм; С = 43600 Н; С0 = 25000 Н – статическая грузоподъемность.
Отношение 
. Этой величине (по таблице 9.18. [3]) соответствует е = 0,287 (получаем, интерполируя)
Отношение 
0,223 < e. Следовательно, по таблице 9.18 [3] х=1 и у=0.
1·1·10487·1,8·1=18877 Н
б
В случае когда одна из опор имеет большую радиальную нагрузку, но не воспринимает осевую нагрузку, а на вторую опору действует радиальная и осевая нагрузки необходим расчет эквивалентных нагрузок на обе опоры.
) При вращении входного вала по часовой стрелке.
Для опоры С; которая не воспринимает осевой нагрузки х=1 и у=0.
1·1·12284·1,8·1=22111 Н
Для опоры Д
Отношение 
. Этой величине (по таблице 9.18. [3]) соответствует е = 0,287 (получаем, интерполируя)
Отношение 
3,48 > e. При этом, по таблице 9.18 [3] х=0,56 и у=1,52.
(0,56·1·672+1,52·2341)·1,8·1=7082 Н
Следовательно, наиболее нагруженным является так же подшипник опоры С.
9.10.2. Эквивалентная нагрузка с учетом переменного режима работы.
П
Для нереверсивного привода с вращением входного вала против часовой стрелке и наиболее нагруженным подшипником опоры С (
18877 Н )
13148 Н
одшипники в опорах Д и С промежуточного вала одинаковы. Поэтому расчет ведется для наиболее нагруженного подшипника.
Д
Для нереверсивного привода с вращением входного вала по часовой стрелке и наиболее нагруженным подшипником опоры С (
22111 Н )
15400 Н
ля частореверсивного привода с одинаковым характером нагружения при вращении валов в обе стороны и с наиболее нагруженным подшипником опоры С (
18877 Н и 22111 Н ) при
0,854 
=
14364 Н где
9.4.3. Расчетная долговечность подшипников.
, часов
Р=3 – для шарикоподшипников;
n3=47,6 мин-1 частота вращения тихоходного вала редуктора;
с=43600 Н – для шарикоподшипника № 211
Для частореверсивного привода с наиболее нагруженными подшипником опоры С (РС=14364 Н)
Для нереверсивного привода при вращении входного вала против часовой стрелке и наиболее нагруженными подшипником опоры С (РС=13148 Н)
12767 часов > t=3000 часов
Для нереверсивного привода при вращении входного вала по часовой стрелке и наиболее нагруженными подшипником опоры С (РС=15400 Н)
7944 часов > t=3000 часов
Эта минимальная долговечность подшипника является расчетной также для реверсивного привода с не установленными характеристиками реверсирования.
9792 часов > t=3000 часов9.11. Проверочный расчет промежуточного вала на прочность.
Эскизное проектирование редуктора, в передачах которого использованы хорошие материалы с высокими показателями, показало компактность разработанной конструкции с относительно большими диаметрами тихоходного вала. С целью получения рациональной конструкции всего редуктора произведено уменьшение предварительно выбранных в разделах 7.2.5. и 7.3.3. При этом улучшено качество материала с предварительно принятой в расчетах стали 45 на легированную сталь 40Х.
Новые выбранные диаметры тихоходного вала: на участке VII под подшипником dVII=55 мм; на участке VI под колесом dVI=60 мм ; на участке VIII выходной части вала под муфтой dVIII=50 мм.
9.11.1. Материал вала и предельные напряжения.
Материал – 40Х. Термообработка – улучшение. По таблице П2 [6] твердость 223…262 НВ, а временное сопротивление σв=655 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба для легированной стали 40Х.
σ
Для легированной стали σ-1=0,43·σв
-1=0,35·σв+100 = 0,34·655+100 = 329 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений.
τ-1= 0,58·σ-1 = 0,58·329 = 191 МПа
9.11.2. Сечение VI. В этим сечении вала (рисунок 9.6.) при частом реверсировании действует суммарной изгибающий момент 
=589,4 Нм и вращающий момент Т3=575,4 Нм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза. Размеры сечения вала (рисунок 9.8.) приведены с использованием таблицы 9.8. [3].
а
Рисунок 9.8.
) Полярный момент сопротивления 
мм3
б) Момент сопротивления изгибу
мм3
в) Амплитуды и максимальные касательные напряжения при частом реверсировании (симметричный цикл).
τ
Амплитуды и средние касательные напряжения при нереверсированом (отнулевой цикл).
τа= τм=
=
а= τмах=
=
МПа; τm=0г) Амплитуда цикла нормальных напряжений изгиба
σа=
32,28 МПа
д) Средние нормальные напряжения
σм=
0, тек как Fa не действуют в сечении VI -VI.
е) Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
=
где Кσ – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
εσ – масштабный фактор для нормальных напряжений;
β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности (при Rа= 0,4…3,2 мкм принимают β=0,97…0,9);
Ψσ – коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений;
Кσ = 1,75 – для вала с одной шпоночной канавкой при σв до 700 МПа (по таблице 8.5. [3]);
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
