Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
курсовая.doc
Скачиваний:
70
Добавлен:
26.02.2016
Размер:
436.74 Кб
Скачать

4. Предварительный(ориентировочный) расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Основными критериями работоспособности и расчета валов являются прочность и жесткость. Определение необходимых размеров валов определяется в два этапа: проектировочный расчет и проверочный расчет.

Проектировочный расчет:

Проектировочный расчет выполняют только на кручение. При этом определяют минимальный диаметр из всех участков ступенчатого вала.

Условие прочности на кручение:

Τmax=Tz/Wp=Tz/0.2d^3≤[T], откуда :

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении МПа

d1= 0.065м , d2=0.083м

Полученное значение округляем до ближайшего из ряда Ra 40.

d1= 67мм , d2=85мм

3.1 Построение эпюр изгибных и крутящих моментов

4.Уточненный расчет валов

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с требуемым (допускаемым) значением.

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь – 40Х, термическая обработка – улучшение. По табличным значениям при диаметре заготовки до 120 (мм) среднее значение=930 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа.

Коэффициент запаса прочности

,

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

.

При d=17 мм; b=6 мм; t1=3,5 мм:

м3;

Принимаем =1.9, и

ГОСТ 16162-788 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфты равной длине полумуфты l=40 мм, получим изгибающий момент от консольной нагрузки Н*мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности

получается близким к коэффициенту запаса . Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Такой большой коэффициент запаса прочности (4,97 и 4,84) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

6.Проверочный расчет подшипников

Расчет подшипников заключается в определении долговечности Ln, которая характеризует вероятный ресурс работы подшипника в зависимости от скорости , нагрузки, температуры и других факторов . Под расчетной долговечностью понимают врем(ч), в течении которого гарантируется 90%-ная надежность работы подшипников при определенных условиях эксплуатации. Если частота вращения пошипника n>10 об/мин, то расчет ведут по динамической грузоподъемности С. Условие роботоспособности подшипника качения имеет вид:

Ln≤(10^6/60n)*(C/Pэ)^m Cp=(60*10^-6*nLh)^1/m*Pэ≤C

где Ср-расчетная динамическая грузоподъемность подшипника, Н; С-динамическая грузоподъемность подшипника(справочная); Рэ-расчетная эквивалентная нагрузка, Н; m-степенной показатель (для шариковых подшипников m=3, для роликовых –m=10/3). Значение Рэ для радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников определяют по следующей формуле:

Рэ=(XVFr+Yfa)KbKt

Здесь Х – коэффициент радиальной нагрузки; V-коэффициент, учитывающий вращение колец: при вращении наружного кольца V=1.2; Fr- радиальная нагрузка, Н; Кв=1.1-1.5; Кт- температурный коэффициент, который зависит от теплового режима работы подшипника:

Рабочая температура подшипника,С

До 100

125

150

175

200

Кт

1.0

1.05

1.1

1.15

1.25

Силы , действующие в зацеплении:

Окружная Р1=2T1/d1=9223H

P2=9490H

Радиальная Рr1=P1*tga/cosb=3418H

Рr2=P2*tga/cosb=3517H

Осевая Ра1=P1tgb=1775H

Ра2=P2tgb=1827H

Реакции опор для ведущего вала в плоскости xy :

Rx1=Rx2=P1/2=4612H

а в плоскости yz

Ry1=1/2l1(Pr1l1+Pa1*d1/2)= 2507H

Ry2=1/2l1(Pr1l1-Pa1*d1/2)= 911H

Проверка Ry1+Ry2-Prl=2507+911-3418=0

Суммарные реакции:

Fr1=R1=√Rx1^2+Ry1^2= 5249H

Fr2=R2=√Rx2^2+Ry2^2= 4832H

Fa1=Pa1=1775H

Подбираем подшипники для вала с шестерней. Выберем подшипник со следующими характеристиками:

Обозначение

d

D

B

r

C, kH

Co, kH

314

70

150

35

3.5

80.1

63.3

Вращается наружное кольцо, поэтому V=1.2

Отношение Fa1/Co=1775/63300=0.028. Этой величине соответсвует e=0.34.

Отношение Fa1/Fr1=1775/5439=0.32<e . Т.к это отношение меньше, чем e, то X=1; Y=0.

Теперь можно вычеслить эквивалентную нагрузку:

Pэl=(1*1.2*5493+0*1775)*1.1*1=6928

Тогда расчетная долговечность , млн.об:

L=(C/Pэl)^3=((80.1*10^3)/6928)^3=1545млн.об.

Тогда расчетная долговечность, ч:

Ln=(10^6/60n1)*L=34338 ч

Подбираем подшипники для вала с колесом. Выберем подшипник со следующими характеристиками:

Обозначение

d

D

B

r

C, kH

Co, kH

317

85

180

41

4

102

89.2

Реакции опор для ведомого вала в плоскости xy:

Rx3=Rx4=P2/2=4745H

в плоскости yz:

Ry3=1/2l2(Pr2l2+Pa2*(d2/2))=3340H

Ry4=1/2l2(Pr2l2-Pa2*(d2/2))=177H

Проверка Ry3+Ry4-Pr2=3340+177-3517=0

Сумарные реакции:

Fr3=R3=√Rx3^2+Ry3^2=5803H

Fr4=R4=√Rx4^2+Ry4^2=4748H

Fa2=Pa2=1827H

Вращается наружное кольцо, поэтому V=1.2.

Отношение Fa2/Co=1827/89200=0.02. Этой величине соответсвтует 0.3

Отношение Fa2/Fr3=1827/6273=0.29<e Т.к. это отношение меньше сем e, то X=1; Y=0.

Теперь можно вычеслить эквивалентную нагрузку :

Pэ2=(1*1.2*5803+0*1827)*1.1*1=7660

Тогда расчетная долговечность , млн .об :

L=(C/Pэ2)^3=((102*10^3)/7660)^3=2361млн.об.

Тогда расчетная долговечность , ч:

Lh=(10^6/60n1)*L=112440ч