dunaev_lelikova (819766), страница 38
Текст из файла (страница 38)
Я =Яг = Я52в+Я52т 56432 +9484 5722 Н Подбор подшипников для входного вала. Частота вращения входного вала редуктора с учетом фактического значения передаточного числа ременной передачи и = п, / и„„= 1432 / 3,19 = 448,9 мии ', 6/ = 45 мм; требуемый ресурс подшипников С|6,4 = 60000 ч. Схема установки подшипников — врастяжку. Радиальные реакции опор: Я„„= 4575 Н, Я„в = 3833 Н.
Вал нагружен осевой силой Г,~ = 284,6 Н. Возможны кратковременные перегрузки до 150 % номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников — обычные. Ожидаемая температура работы /,6 = 50 'С. Расчет ведем в последовательности, изложенной в разд. 6.3. 304 Предварительно принимаем подшипникроликовыи конический легкой серии 7209А. Из табл. 19.24 для этого подшипника выписываем: С„= 62700 Н; е = 0,4; г = ),5. Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис. 13.4, а! к виду, представленному на рис. 6.4, б.
Получим Яп = Л,в = 3883 Н, Яп = = Яы = 4575 Н, Г, = Г„= 284,6 Н. Определяем осевые составляющие. /!и = 0,83е/!и = 0,83 0,4 3883 = ! 289 Н; /1,г = 0,83еА„г = 0,83 0,4 4575 = 1519 Н. Так как Я,1 < Яг (1289 < 1519) и г', > /!хг — Ян [284,6 > (1519— — 1289) = 2301, то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники: Я,~ = Ян= 1289 Н; Я,г= й,г +Г, =1289-ь 284,6 = 1574 Н. Отношение й,1 / (х7Г„г) = 1289 / (1 3883) = 0,33, что меньше е = 0,4 и для опоры/:Х= 1, У= О. Отношение й„/(х71„г) = 1574/(1 4575) = = 0,34, что меньше е = 0,4 и для опоры 2: Х= 1 и г'= О. Эквивалентные динамические нагрузки при Кв = 1,4 (см. табл.
6.4 п. 3) и Кт = 1 (г в < 100 'С, табл. 6.5): Ян= ~'ХЯ.гКьКт=! 1 3883 1,4 1=5436Н; Явг = ГХА.гКьКт = 1 1 ' 4575 1,4 1 = 6405 Н. Расчетный ресурс подшипника более нагруженной опоры 2 прн агз = 0,6 (обычные условия применения, см. с. 142), р = 10/3 = = 3,33 (роликовый подшипник) '! Я ) 60п ' ~ 6405 ) 60 448,9 Это меньше требуемого ресурса /.'1вм = 60000 ч, поэтому намеченный подшипник 7209А не подходит. Для дальнейших расчетов примем подшипник конический роликовый средней серии 7309А. Из табл.
19.24: С„= 101000 Н, е = 0,35, 1' = 1,7. Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис. 13.4, а) к виду, представленному на рис. 6.4, б. Получим: йп = /!ж = 3883 Н, Я г = /1„л = 4575 Н, г, = г„= 284,6 Н, 305 Осевые составляющие Ял = 0,83еЯн = 0,83 0,35 3883 = 1128 Н; Яа = 0,83еЯа = 0,83 0,35 4575 = 1329 Н. Так как Ян < Яа (1128 < 1329) и Р > Яа — Ян ~284,6 > (1329— — 1128) = 20! 1, то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники: Я,~ = Яо = 1128 Н; Я,з = Я,~ + Г, = 1128+ 284,6 м 1413 Н.
Отношение Я,~ /РЯн) = 1128 / (! 3883) = 0,29, что меньше е = = 0,35 и для опоры 1: Х = 1, У = О. Отношение Яа / (И~а) = 1413 / / (1. 4575) = 0,31, что меньше е = 0,35 и для опоры 2: Х= 1 и г = О. Таким образом, эквивалентные динамические нагрузки, как и ранее: Яы = 5436 Н; Явз = 6405 Н. Расчетный ресурс подшипника более нагруженной опоры 2 при ам = 0,6 и р = 3,33 1, Я ) 60п !, 6405 ) 60 448,9 Это больше требуемого ресурса Е'и,ь = 60000 ч, поэтому намеченный подшипник 7309А подходит.
Основные размеры подшипника: Ы= 45 мм, П=!00 мм, Т=27,5 мм. Подбор подшипников длп выходного вала. Частота вращения выходного вала с учетом фактического значения передаточного числа редуктора и = 448,9 / 3,182 = 141,1 мин ', а! = 50 мм; требуемый ресурс подшипников Е'м,л = 60000 ч. Схема установки подшипников — враспор. Радиальные реакции опор: Я„в = 1990 Н, Я„г = = 5722 Н. Вал нагружен осевой силой Рм = 905,6 Н. Возможны кратковременные перегрузки до 150 % номинальной нагрузки.
Условия эксплуатации подшипников — обычные. Ожидаемая температура работы /,,~ = 50 'С. Предварительно принимаем подшипник роликовый конический легкой серии 7210А. Из табл. 19.24 для этого подшипника выписываем: С„= 70400 Н; е = 0,43; 1'= 1,4. Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис.
13.4, б) к виду, представленному на рис. 6.4, а. Получим Ян = Ял- = 5722 Н, Яа = Я,в = 1990 Н, Г. = Ра = 905,6 Н. 306 Определяем осевые составляющие: Ян = 0,83еЯн = 0,83 0,43 5722 = 2042 Н; /1а = 0,83еЩ = 0,83 0,43 1990 = 710 Н. Так как Ян > Яп (2042 > 710) и Г, > 0 (Г, = 905,6), то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники: Я,~ = А,~ = 2042 Н; //.,2 = Я ~ + Г = 2042 + 905,6 = 2947,6 Н. Отношение В„/(И1н) = 2042/(1 5722) = 0,357, что меньше е = 0,43 и для опоры 1: Х = 1, У = О.
Отношение Яы / (И(а) = = 2947,6 / (1 1990) = 1,48, что больше е = 0,43 и для опоры 2: Х = = 0,4 и У = 1,4. Эквивалентные динамические нагрузки при Кя = 1,4 и Кт = 1: Я =)ХАКК =1 1 5722.1,4 1=801!Н; //е2 (~ ХК2 + У ч 2)~яКт = (1 0,4 . 1990 + 1,4 . 2947,6)1,4 1 = 6892 Н. Расчетный ресурс более нагруженного подшипника опоры 1 при ам = 0,6 и р = 3,33 Это больше требуемого ресурса 1',о,ь = 60000 ч, поэтому намеченный подшипник 7210А подходит. Основные размеры подшипника: с/= 50 мм, П = 90 мм, Т= 22 мм. Выбор посадок колен подшипников. Внутренние кольца подшипников входного и выходного валов подвержены циркуляционному нагружению, наружные — местному.
Для более нагруженного подшипника входного вала Яв / С, = 6405 / 101000 = 0,063. По табл. 6.6 выбираем поле допуска вала /сб. Для более нагруженного подшипника выходного вала /1а / С„= 8011/70400 = 0,114— поле допуска /сб. По табл. 6.7 поля допусков отверстий корпуса Н7.
Построение эпюр моментов и расчеты валов на прочность выполняем подобно тому, как это было показано для цилиндрического редуктора (см. разд. 13.1). 307 Конструирование стакана и крьпиек подшипников. Примем для опор входного вала конструкцию стакана по рис. 7.1, б. Размеры конструктивных элементов стакана (мм): Поскольку стакан перемещают при сборке для регулирования осевого положения конической шестерни, принимаем посадку стакана в корпус И!20 Н7//зб. Крышки подшипников примем привертиыми: для входного вала (1) по типу рис.
7.2, в; для выходного (2) — по типу рис. 7.2, а, в, Размеры конструктивных элементов крышек (мм); Смазывание и уплотнения. Окружная скорость конического колеса ч = кг/ 2п/60000 = 3,!4 224,96 144,4/60000 =-1,7 м/с. Контактные напряжения ои =- 584 Н/мм'. По табл. 8.! и 8.2 принимаем масло И-Г-А-32. Система смазывания — картериая. Глубина погружения конического колеса в масляную ванну й„= 35 мм !должны быть полностью погружены зубья колеса). Примем для входного вала редуктора маижетиое уплотнение (см.
табл. 19.16), а для выходного вала — комбинированное: уплотнение упругой стальной шайбой по типу рис. 8.20 в сочетании с щелевым уплотнением и формой канавки по рис. 8.21, а. Конструкиию корпуса конического редуктора принимаем по типу рис. 11.15. 308 Толщина стенки корпуса 8=1,3ЯТ =1,34/293,4 =5,38 мм. В соответствии с условием (11.1) принимаем б = 6 мм. Толщина стенки крышки 81 = 6 мм. Размеры прилива для размещения комплекта вала конической шестерни: 134 = 73„+ 5 = 160 + 5 = 165 мм, 0'е — — 1,25й е 1О = 1,25 . 120 + 10 = 160 мм.
Другие элементы корпуса (см. разд. 11.1): Ь1 = 3 мм; Ь = 10 мм; Ь! = 1О мм; 1'= 3 мм; 1= 12 мм; 27а = 130 мм; Ь'= 63 мм. Диаметр винтов для соединения крышки с корпусом И =1,25 ~~ГТ =1,25з~/293,4 = 8,3 мм. В соответствии с условием (11.2) принимаем М10, число винтов г = 8. Диаметр отверстия для винта в крышке 4 = 11 мм (см. табл. 11.1). Диаметр конического штифта с1, = 8 мм. Диаметр винта крепления корпуса к раме (плите) пе = 1,25И = = 1,25 1О = 12,5 мм.
Принимаем М12, число винтов я = 4. Диаметр отверстия для винта 4 = 15 мм (см. табл. 11.1). Места крепления редуктора к раме (плите) оформляем по рис. 11.8. Толщина лапы— 20 мм; Ьц = 50 мм; глубина ниши — 27 мм; ширина опорной поверхности — 45 мм. На рис. 13.5 приведен в качестве примера чертеж конического редуктора. 13.3. Конструированиечервячного редуктора Расчет червячной передачи см. разд. 3.4.3.
Эскизная компоновка редуктора приведена на рис. 3.15. По условию примера— производство среднесерийное. Примем первоначально центр червячного колеса литой из серого чугуна марки СЧЗО, венец наплавленный. Формы наплавленных венцов, представленные на рис. 4.13, равноценны. Выберем вариант по рис. 4.13, в. По формулам разд. 4.1 и 4.6 получены следующие размеры конструктивных элементов червячного колеса (мм): Ы и„ Ьг бч бО 53 1б 20 115 71 71 309 Размеры конструктивных элементов червяка приведены на рис. 3.15.
Уточнение этих размеров может произойти в процессе конструирования опор, крышек подшипников, уплотнений, корпуса. Для передачи вращающего момента Т = 800 Н м с червячного колеса на вал применим соединение с натягом. Примем предварительно в качестве материала вала сталь марки 45 (пн = 650 Нlмм', Е, = 2,1 1О' Н/мм~, !з~ = 0,3; табл. 12.8), материала центра колеса чугун марки СЧЗО (па ~ = 140 Н/мм', Ез = 0,9 10' Н/мм', )г, = 0,25) Пользуясь методикой подбора посадок с натягом, изложенной в разд. 5.3 (пример подбора посадки см. разд.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
