- •Введение
- •1 Кинематический расчет
- •1.2 Подбор электродвигателя по частоте вращения
- •1.3 Определение крутящих моментов и частот вращения отдельных валов
- •2 Расчет редуктора
- •2.1 Расчет червячной передачи
- •2.2 Расчет зубчатой передачи.
- •3 Предварительный расчет валов и подбор подшипников /4/
- •3.1 Входной вал
- •3.2 Промежуточный вал
- •3.3 Выходной вал
- •4 Выбор муфт [4]
- •4.1 Муфта на входной вал редуктора
- •4.2 Муфта на выходной вал редуктора
- •5 Расчет редуктора на теплостойкость [5]
- •6 Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7 Выбор системы смазки и смазочных материалов [3]
- •8 Предварительный подбор шпонок и расчет шпонок
- •9 Уточненный расчет валов [6]
- •9.1 Уточненный расчет выходного вала
- •9.2 Расчет опасного сечения на выходном валу
- •10 Уточненный расчёт подшипников
- •Заключение
- •Приложение а (справочное) Библиографический список
- •Приложение б
- •(Обязательное)
- •Расчеты на пк
- •Построение эпюр нагрузок для входного вала
- •Расчет опасного сечения входного вала (концентратор - галтель) Исходные данные:
- •Материал:
- •Расчет:
- •Расчет шарикового радиального подшипника на входном валу
- •Исходные данные:
- •Подшипник:
- •Расчеты:
- •Расчет радиально–упорного шарикоподшипника на входном валу Исходные данные:
- •Подшипник:
- •Расчеты:
- •Построение эпюр нагрузок для промежуточного вала
- •Расчет опасного сечения промежуточного вала (концентратор - шпонка) Исходные данные:
- •Материал:
- •Расчет:
- •Расчет роликового конического однорядного подшипника на промежуточном валу Исходные данные:
- •Подшипник:
- •Расчеты:
- •Расчет опасного сечения выходного вала (шпонка под ступицей) Исходные данные:
- •Материал:
- •Расчет:
9.2 Расчет опасного сечения на выходном валу
Из эпюр видно, что опасным являетсясечение вала под подшипником. Концентрация напряжений в данном сечении обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала в этом сечении В качестве материала для валов выбирается Сталь 45, улучшенная до 230 НВ. Свойства данного материала:
- предел прочности σв = 736 МПа;
- нормальный предел текучести σт = 490 МПа;
- касательный предел текучести τт = 294 МПа;
- нормальный предел выносливости при знакопеременном симметричном цикле = 353 МПа;
- касательный предел выносливости при знакопеременном симметричном цикле = 216 МПа;
Цель проверочного расчета валов является определение коэффициента запаса на усталостную прочность S в опасном сечении вала по формуле([6]/стр. 158):
Где и- коэффициенты запаса на усталость по нормальным и касательным напряжениям; [S] = 1,5 – допускаемый коэффициент запаса на усталостную прочность.
Коэффициенты запаса иопределяются по формулам:
где и- пределы выносливости материала детали соответственно при симметричном изгибе и кручении, МПа;
и - коэффициенты концентрации напряжений;
и – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к ассиметрии цикла напряжений;
и - амплитуды напряжений цикла, МПа;
и - средние напряжения цикла, МПа.
Коэффициенты концентрации напряжений иопределяются по формулам:
где и- эффективные коэффициенты концентрации напряжений ([6]/табл. 7.13);
и – коэффициенты, учитывающие размеры вала (масштабный фактор);
и – коэффициенты, учитывающие качества обработки поверхности ([6]/табл. 7.17);
–коэффициент, учитывающий вид поверхностного упрочнения ([6]/табл. 7.18).
Масштабный фактор определяется по формуле:
Рассчитываются коэффициенты концентрации напряжений и:
Коэффициенты иопределяются по зависимостям:
Амплитуды напряжений цикла в опасных сечениях определяются по формулам:
- результирующий изгибающий момент в опасном сечении,
- крутящий момент в опасном сечении,
и - соответственно, осевой и полярный моменты сопротивления сечения,
Средние напряжения цикла равны
Для определения напряжений осевой и полярныймомент сопротивления рассчитывают с учетом ослабления сечения вала шпонками, шлицами, отверстиями и т.д.
Для вала сплошного сечения диаметром d:
Рассчитываются амплитуды напряжений цикла в опасных сечениях:
Рассчитываются коэффициенты запаса и:
Рассчитывается коэффициент запаса на усталостную прочность:
Условие выполняется.
Расчеты опасных сечений на остальных валах представлены в приложении Б.
10 Уточненный расчёт подшипников
Рассчитываются конические подшипники марки 7212, используемые для крепления выходного вала при условиях:
- радиальная нагрузка на левый подшипник Н;
- радиальная нагрузка на правый подшипник Н;
- осевая сила (в направлении левого подшипника) Н;
- коэффициент безопасности ([7]/табл. 2);
- температурный коэффициент ([7]/стр. 20);
- коэффициент вращения ([7]/стр. 8).
- коэффициент надёжности ([7]/стр. 6);
- коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации ([7]/табл. 1).
Характеристики подшипника 7212:
- внутренний посадочный диаметр d = 60 мм;
- внешний посадочный диаметр D = 110 мм;
- статическая радиальная грузоподъёмность кН;
- динамическая грузоподъёмность кН;
- коэффициент осевого нагружения e = 0,33 ([7]/стр. 22).
Определяются минимальные осевые нагрузкии:
;
коэффициент минимальной осевой нагрузки:
;
Н
Н
Определяются осевые реакции в опорах:
Принимается Н, тогда из условия равновесия
;
Н,
Что больше, чем .
Определяются эквивалентные нагрузки для левого подшипника:
Следовательно, коэффициент радиальной динамической нагрузки Х = 0,56, осевой динамической нагрузки y = 1,3 ([7]/стр. 9). Тогда
Н
Определяются эквивалентные нагрузки для правого подшипника:
Следовательно, Х = 1, y = 0 ([7]/стр. 9). Тогда
Н
Определяется ресурс левого – наиболее нагруженного подшипника:
(млн. об.)
Расчетная долговечность:
где n = 28 об/мин – частота вращения вала.
Требуемая долговечность L = 367920 часов
Условие выполняется.Найденная долговечность более требуемой. Подшипники 7212 приемлемы.
Расчет остальных подшипников представлен в приложении Б.