Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0485 / сдать / рпз

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

1.19 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 34 / 54 5 > Следующая >>>

Fa_2

= Fam1 + Fa2 = 627.0 + 2428 = 3055.0

Отношение

Fa_1

485.0

= 0.12

что меньше

e = 0.14

тогда

:= 1

:= 0

(1 Fr2m)

4174.0

Эквивалентная

динамическая радиальная

нагрузка для подшипников при

KБ = 1.4

;

KТ = 1

(t<1000C)

PR1

(1 X1 Fr1m + Y1 Fa1) KБ KТ =

(1 5393.0 + 0 0) 1.4

7550.0

с. 121 [2]

PR2

(1 X1 Fr2m + Y1 Fa1) KБ KТ =

(1 4174.0 + 0 0) 1.4

5843.0

Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный скорректированный ресурс при

= 10

= 1

= 0.6

103

35.1 10

3 3

a a

= 0.6

= 252607

часов.

PR2

60 n3

5843.0

60 15.6

Расчетный ресурс больше требуемого.

Проверка выполнения условия

Prmax ≤ С1

Fam1 =

0.83 e1 Fr1max = 0.83 0.14 9630.7

1119.0

Fam2 =

0.83 e1 Fr2max = 0.83 0.14 7454.4 =

866.0

Fam2 ≥ Fam1

Fa1 ≥ 0

Т.к.

тогда по табл 7.4 с. 112 [2]

Fa_1

= Fam2 = 866

Fa_2 = Fam1 + Fa2 = 1119.0 + 2428 = 3547

Fa_2

3547

Отношение

= 0.5

что больше

= 0.14

тогда

= 1

= 0

(1 Fr2max)

7454.4

Эквивалентная

нагрузка

динамическая радиальная

PRmax = (

1 X1 Fr2max+ Y1 Fr2max) KБ KТ =

(1 7454.4 + 0 7454.4) 1.4 = 10436.2 H

тк расчетный ресурс больш требуемого и выполнено условие PRmax ≤ 0.5 С1 то придворительно назначенный подшипник 210 ГОСТ 27365-87 пригоден.

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

10.3 Расчет подшипников на тихоходном валу:

10.3.1 Исходные данные

l1 = 219

мм

l2 = 76

мм

l3 = 156

мм

d2 = d2.

= 525

мм

Ft1 = Ft3 = 7204

Fa1 = Fa3 = 0

Fr1 = Fr3 = 2622

10.1.2. Радиальные

реакции опор от сил в зацеплении в плоскости YOZ

ΣM1 = 0

Fa1 d2 0.5 − Fr1 l1 + Ry2 (l1 + l2)

= 0

(Fr1 l1 − Fa1 d2 0.5)

Ry2 =

2622 219 − 0 525 0.5

1946.0

(l1 + l2)

219 + 76

ΣM2 = 0

Fa1 d2 0.5 + Fr1 l2 − Ry1 (l1 + l2)

= 0

Ry1 =

(Fr1 l2 + Fa1 d2 0.5)

2622 76 + 0 525 0.5

675.0H

(l1 + l2)

219 + 76

Проверка: ΣY = 0

Ry2 + Ry1 − Fr1 = 1946.0 + 675.0 − 2622= 0

10.1.3. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении в плоскости XOZ

ΣM1 = 0

−Rx2(l1 + l2) + Ft1 l1 = 0


Rx2	=	Ft1 l1		=	7204 219	= 5348.0		H
		(l1 + l2)			219 + 76
ΣM2	= 0

Rx1(l1 +			l2) − Ft1 l2 = 0
Rx1	=	Ft1 l2		=	7204 76	= 1855.9	H
		(l1 + l2)			219 + 76

Проверка: ΣX = 0

Rx1+ Rx2− Ft1 = 1855.9 + 5348.0 − 7204 = −0.1 10.1.4 Суммарная реакция опор:

R1 = Ry12 + Rx12 = 675.02 + 1855.92 = 1974.8 H

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

R2 = Ry22 + Rx22 = 1946.02 + 5348.02 = 5691 H

10.3.5 Радиальные реакции опор от действия муфты:

Fk = Cp где Cp = 220радиальная жесткость муфты, с.108, табл.7.1 [2];

= 0.3-радиальное смещение валов;

Fk = Cp 3T4 = 220 31840.0 0.3 = 809.0Н

ΣM1

= 0

−Fk (l1 +

+ l3) + Rk2 (l1 + l2) = 0

Fk (l1 + l2

+ l3)

Rk2

809.0 (219

+ 76 + 156)

1237.0

l1 + l2

219

+ 76

ΣM2

= 0

−Fk (l3)

− Rk1 (l1 + l2) = 0

Rk1

−Fk (l3)

−809.0 156

= −427.8H

(l1 + l2)

219 + 76

Проверка: ΣY = 0

Rk1 + Rk2 − Fk = −427.8 + 1237.0 − 809.0 = 0

Строим эпюру внутренних силовых факторов:

Mx := Rx1l1 10− 3 = 1855.9 219 10− 3 = 406 Нм

My1 := Ry1 l1 10− 3 = 675.0 219 10− 3 = 148 Нм

My2 := Ry2 (l2 + l3) 10− 3 = 1946.0 (76 + 156) 10− 3 = 451 Нм

Msum:= Mx2 + My22 = 607 Нм

В дальнейших расчетах направления векторов реакций опор от действия муфты условно принимают совпадающими с направлениями векторов реакций от сил в зацеплении. 10.1.6 Реакции опор для расчета подшипников.

Fr1max = Rk1 + R1 = −427.8 + 1974.9 = 1547.0H

Fr2max = Rk2 + R2 = 1237.0 + 5691.1 = 6928.0H

Внешняя осевая сила, действующая на вал,

Famax = Fa1 = 0 H

Для Iн := 2типового режима KE = 0.56. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Fr1m = KE Fr1max = 0.56 1547.0

= 866.3

Fr2m = KE Fr2max = 0.56 6928.0

= 3879.7

Fram = KE Famax = 0.56 0 = 0

-75 см. п4

с. 116 [2]

e1 = 0.3

Y1 = 1.8

Y0 = 1.02

α1 = 0

выбран подшипник 109 ГОСТ 831

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы

Fam1 =

0.83 e1 Fr1m =

0.83 0.3 866.4 =

216.0

с. 121 [2]

Fam2 = 0.83 e1 Fr2m =

0.83 0.3 3879.7 =

966.0

Fam2 ≥ Fam1

Fa1 ≥ 0

тогда

a_1 = Fam2 = 966

Fa_2 = Fam1 + Fa1 = 216.0 + 0 = 216

Fa_1

966

Отношение

0.25

что меньше

= 0.3

тогда

:= 1

:= 0

(1 Fr2m)

3879.7

с. 121 [2]

Эквивалентная

нагрузка для подшипников при

динамическая радиальная

;

(t<1000C)

KБ = 1.4

KТ = 1

PR1 =

(1 X1 Fr1m + Y1 Fa1) KБ KТ =

(1 866.4 + 0 0) 1.4 =

1212.0

PR2 =

(1 X1 Fr2m + Y1 Fa1) KБ KТ =

(1 3879.7 + 0 0) 1.4 =

5431.0

Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный

скорректированный

ресурс при

= 10

= 1

= 0.6

103

83.2 10

a a

0.6

= 5723836

часов.

PR2

60 n4

5431.0

60 15.6

Расчетный ресурс больше требуемого.

Проверка выполнения условия

Prmax ≤ С1

Минимально необходимые для

нормальной

работы радиально-упорных подшипников

осевые силы

Fam1 = 0.83 e1 Fr1max = 0.83 0.3 1547.0 =

385.0

Fam2 = 0.83 e1 Fr2max = 0.83 0.3 6928.0 =

1725.0

Т.к.

Fam2 ≥ Fam1

Fa1 ≥ 0

тогда по табл 7.4 с. 112 [2]

Fa_1

= Fam2 = 1725

Fa_2 = Fam1 + Fa1 =

385.0 + 0 = 385

Fa_1

1725

Отношение

= 0.2

что меньше

= 0.3

тогда

= 1

= 0

(1 Fr2max)

6928.0

Эквивалентная

нагрузка

динамическая радиальная

PRmax = (

1 X1 Fr2max+ Y1 Fr2max) KБ KТ =

(1 6928.0 + 0 6928.0) 1.4 = 9699.2 H

тк расчетный ресурс больш требуемого и выполнено условие PRmax ≤ 0.5 С1 то придворительно назначенный 109 ГОСТ 831-75 ГОСТ 27365-87 пригоден.

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

12.2 Проверка шпонок на смятие:

	2 T 103
σсмятия =		≤ σadm
	d(h − t1) (l − b)

где

h -высота шпонки, мм; t1 -глубина паза вала, мм;

l -длина шпонки, мм; b -ширина шпонки, мм;

для стали σadm := 175МПа

2 T 103

Хвостовик входной:

σсмятия_1 :=

в1

(h1 − t11) (L1 − b1)

83.5 103

σсмятия_1 =

σadm = 175

= 77.315

МПа

36 (8 − 5) (30 − 10)

2 T

103

Под червячное колесо:

σсмятия_2 :=

2 d

в2

(h2 − t12) (L2 − b2)

σсмятия_2 =

354.0 103

= 81.944

σadm = 175

МПа

2 60 (10 − 6) (34 − 16)

2 T 103

Под зубчатое колесо:

σсмятия_2 :=

4 d

в3

(h3 − t13) (L3 − b3)

σсмятия_2 =

1895.0 103

= 92.349

σadm = 175

МПа

4 95 (11 − 7) (45 − 18)

2 T

103

Хвостовик выходной:

σсмятия_3 :=

4 d

в4

(h4 − t14) (L4 − b4)

1895.0 103

σсмятия_3 =

= 84.598 <

σadm = 175

МПа

4 80 (9 − 5.5) (54 − 14)

12.3. Вывод

5.3.1. Парметры выбранных шпонок являются предварительными и могут бытьизменены при дальнейших уточненных расчетах вала ослабленных шпоночным пазом.

12.3.2 Парметры выбранных шпонок являются исходными данными для дальнейших расчетов.

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

13. Конструирование корпуса редуктора.

Толщина стенки основания и крышки редуктора: L = 0.5 d1. + 2 d2.

= 3

= 10

мм примем

б = 7

мм

0.5 96 + 2 525

ос

бкр = бос = 7

мм

Диаметр фундаментальных болтов:

2 3

= 2 3

dф =

= 20.6

мм

примем

dф. = 18

мм

0.5 96 + 2 525

Диаметр болтов: у подшипников

dпод = 0.6 dф. = 0.6 18 = 10.8

мм

примем

dпод = 10

мм

соединяющих основание с крышкой

dосн = dпод = 10

мм

Толщина нижнего фланца крышки

b1.. = 1.5 бос = 1.5 7 = 10.5

мм

Толщина рёбер крышки

m1 =

0.8 бос = 0.8 7 = 5.6

мм примем

m1 := 10

мм

δфл = dпод = 10

мм - толщина фланца по разъему

bфл = 1.5 dпод =

1.5 10 = 15

мм - ширины фланца без стяжных болтов

δф =

1.4 dф. = 1.4 18 = 25.2

мм толщина лапы фундаментального болта

примем

δф = 24

мм

= d2.

мм - наибольший радиус колеса

Ha =

0.6 a = 0.6 525 = 315

мм высота центров цилиндрических редукторов

примем

Ha = 135

мм

rmin =

0.25 бос =

0.25 7 = 1.8

мм - радиус сопряжения элементов корпуса

1min = 0.5 бос =

0.5 7 = 3.5

мм - зазор между торцами зубчатых колес

2min = 0.8 бос =

0.8 7 = 5.6

мм - зазор между торцом колеса и внутренними деталями

3min = 1.25 бос =

1.25 7 = 8.8

мм - зазор междувершиной большего колеса и стенкой корпуса

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

14.Расчет валов на прочность

14.1Быстроходный вал.

14.2Значение момента в опасном сечении: T1 = 84 Нм

Расчет сечения №2.

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластической деформации в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывание предохранительного устройства).В расчете используют коэффициент перегрузки Kп = 2.2

Расчет площади поперечного сечения в опасной точке вала.

A1	=	π dв12	=	π 362	=	1018	2
							(мм )
		4		4

Расчет момента сопротивления на изгиб.

W1 = π dв13 = π 363 = 4580 (мм3) 32 32

Расчет момента сопротивления на кручение.

Wк1 = π dв13 = π 363 = 9160.0(мм3) 16 16

Коэффициенты концентраций напряжений выберем из таблицы.

kσ1 = 1.75-Коэффициент концентрации напряжения по изгибу (значение табличное). kτ1 = 1.5 -Коэффициент концентрации напряжения по кручению (значение

табличное).

Амплитуда цикла изменения напряжения изгиба

σa1	=	T1	=	83.5	= 0.0182 (МПа)
		W		4580.5
	1

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения материал вала- "Сталь углеродистая"

Kd1 = 0.904

Коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности Обработкавала - "Обточка чистовая"

KF1 = 0.905

Коэффициент влияния параметров поверхностного упрочнения без упрочнения Kv1 = 1

Коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе.

Kσд1 =

kσ1

1.75

− 1

= 2.04

Kd1

KF1

Kv1

0.904

0.905

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям

Sσ1 =	410	=	410	= 1952
	(σa1 Kσд1)		0.1 2.1

Коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к ассиметрии цикла и изменениям напряжения.

- Углеродистые стали с малым содержанием углерода ψτ2 = 0

Амплитуда цикла перемены напряжения При не реверсивной передаче

τa1 =

T1 103

83.5 103

= 4.6

(МПа)

2Wк

2 9160.0

Постоянная составляющая напряжения кручения

При не реверсивной передаче

τм1 =

τa1 = 4.558

Коэффициент снижения предела выносливости при кручении

Kτд1

kτ1

1.5

− 1

1.8

KF1

Kv1

0.905

Kd1

0.904

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

Sτ1 =

240

= 29

(τa1 Kτд1 + 0 τм1)

4.6 1.8 + 0 4.6

Общий запас сопротивления усталости

S1 =

Sσ1 Sτ1

1952.4 29

= 29

Sσ12 + Sτ12

1952.42 + 292

Оптимальное соотношение:

1.5 < S1 ≤ 4

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

15.Сборка и регулировка редуктора.

Перед сборкой полость корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.

На входной вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 1000С. На промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают червячное колесо внешнего зацепления до упора в бурт вала. Насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до

80 - 1000С.

На выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо внутреннего

зацепления, насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 1000С. Валы устанавливают в корпус. Подшипники, находящиеся на внутренней стенке корпуса, закрепляют крышкой с помощью шпилек.

Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.

На конические хвостовики входного и выходного валов закладывают шпонки и надевают муфты.

Ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляя крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленной техническими условиями.

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

<<< < Предыдущая 1 2 34 / 54 5 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке сдать

#
14.02.202354.71 Кб4деталировка.cdw
#
14.02.202363.03 Кб4компановка.cdw
#
14.02.2023703.59 Кб4Приво11д.cdw
#
14.02.2023156.74 Кб4Привод.cdw
#
14.02.2023165.95 Кб4Редуктор.cdw
#
14.02.20231.19 Mб4рпз.pdf
#
14.02.202364.46 Кб4Эпюры валов.cdw