Цилиндрический редуктор с консольной шестерней
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
p>
Диаметр болтов у подшипников:
d2 = (0,7...0,75) * d1 = (0,7...0,75) * 16 = 11,2...12 мм.
Принимаем болты с резьбой М12.
Диаметры болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:
d3 = (0,5...0,6) * d1 = (0,5...0,6) * 16 = 8...9,6 мм. Принимаем М10.
10. Проверка долговечности подшипника
.1 Ведущий вал
Из предыдущих расчетов имеем Ft = 1427, 85 Н; Fr = 552,87 Н; Fa = 518, 24 Н. Из первого этапа компановки l1 = 54 мм.
Реакции опор.
Вертикальная плоскость:
?Ма: - Ft1*(54+54) + Rбб*54 = 0
1427,85*108 + Rбб*54 = 0
Rбб*54 = 154207,8
Rбб = 2855,7 Н
?Мб: - Ft1*54 + Rаб*54 = 0
1427,85*54 + Rаб*54 = 0
Rаб*54 = 77103,9
Rаб = 1427,85 Н
Проверка: Rаб + Ft1 - Rбб = 1427,85 + 1472,85 - 2855,7 = 0
Горизонтальная плоскость (Ма = Fa * d1 / 2 = 518,24 * 47,872 / 2 = 12404,593):
?Ма: - Fr1*108 + Rбг*54 + Ма = 0
552,87*108 + Rбг*54 + 12404,593 = 0
Rбг*54 = 47305,367
Rбг = 876 Н
?Мб: - Fr1*54 + Rаг*54 + Ма = 0
552,87*54 + Rаг*54 + 12404,593 = 0
Rаг*54 = 17450,387
Rаг = 323,16 Н
Проверка: Rаг + Fr1 - Rбг = 323,16 + 552,87 - 876 = 0
Суммарные реакции:
Rа = v Rаб2 + Rаг2 = v 1427,852 + 323,162 = 1464 Н
Rб = v Rбб2 + Rбг2 = v 2855,72 + 8762 = 2987 Н
Подбираю подшипники по более нагруженной опоре Б.
Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные 46306 средней узкой серии (см. табл. П6 [1]):
d = 30 мм
D = 72 мм
B = 19 мм
C = 32,6 кН
C0 = 18,3 кН
Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1]):
Рэ = (ХVRг + YPa) * K? * Kт
в которой радиальная нагрузка Rг =2987 Н; осевая нагрузка Pa= Fa = 518, 24 Н; V=1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов K? = 1 (см. табл. 9.19[1]) и Kт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Ра / C0 = 518,24 / 18,3*103 = 0,028; этой величине ( по табл. 9.18 [1]) соответствует е ? 0,22.
Отношение Ра / Rг = 518,24 / 2987 = 0,173 < е; следовательно, Х=1, У=0.
Поэтому Рэ = Х* Rг * V * K? * Kт = 1* 2987 * 1 * 1 * 1 = 2987 Н.
Расчетная долговечность, млн. об.(формула 9.1 [1])
L = (C / Рэ)3 = (32600 / 2987)3 = 1300 млн. об.
Расчетная долговечность, ч
Lh = L *106 / 60 * n = 1300*106 / 60*949 = 23*103 ч;
Здесь n = 949 об/мин - частота вращения ведущего вала.
Что больше установленных ГОСТ 16162 - 85.
.2 Ведомый вал
Нагрузки: Ft = 1427, 85 Н; Fr = 552,87 Н; Fa = 518, 24 Н.
Нагрузка на вал от цепной передачи: Fв = 2010, 95 Н. Составляющие этой нагрузки Fцв = Fцг = Fв * sin 45 = 1422Н.
Реакции опор.
Вертикальная плоскость:
?Мв: - Ft2*54 + Rгв*108 - Fцв*(54+54+64) = 0
1427,85*54 + Rгв*108 - 1422*172 = 0
77103,9 + Rгв*108 - 244584 = 0гв*108 = 321687,9гв = 2978,59 Н
?Мг: Ft2*54 - Rвв*108 - Fцв*64 = 0
,85*54 - Rвв*108 - 1422*64 = 0
,9 - Rвв*108 - 91008 = 0
Rвв*108 = 13904,1
Rвв = - 128,74 Н
Проверка: Rвв + Ft2 - Rгв + Fцв = 128,74 + 1427,85 - 2978,59 + 1422 = 0
Горизонтальная плоскость (Ма = Fa * d2 / 2 = 518,24 * 252,128 / 2 = 65331,4):
?Мв: - Fr2*54 + Rгг*108 - Fцг*(54+54+64) - Ма = 0
552,87*54 + Rгг*108 - 1422*172 - 65331,4 = 0
29854,98 + Rгг*108 - 244584 - 65331,4 = 0
Rгг*108 = 339770,38
Rгг = 3146 Н
?Мг: Fr2*54 + Rвг*108 - Fцг*64 - Ма = 0
,87*54 + Rвг*108 - 1422*64 - 65331,4 = 0
,98 + Rвг*108 - 91008 - 65331,4 = 0
Rвг*108 = 126484,42
Rвг = 1171,152 Н
Проверка: Rвг + Fr2 - Rгг + Fцг = 1171,152 + 552,87 - 3146 + 1422 = 0
Суммарные реакции:
Rв = v Rвв2 + Rвг2 = v 128,742 + 1171,1522 = 1178,2 Н
Rг = v Rгв2 + Rгг2 = v 2978,592 + 31462 = 4332,4 Н
Выбираю подшипники по более нагруженной опоре Г.
Шариковые радиальные подшипники 209 легкой серии (см. табл. П3 [1]):
d = 45 мм
D = 85 мм
B = 19 мм
C = 33,2 кН
C0 = 18,6 кН
Отношение Ра / C0 = 518,24 / 18,6*103 = 0,0279; этой величине ( по табл. 9.18 [1]) соответствует е ? 0,22.
Отношение Ра / Rг = 518,24 / 4332,4 = 0,12 < е; следовательно, Х=1, У=0.
Поэтому Рэ = Rг * V * K? * Kт = 4332,4 * 1 * 1,2 * 1 = 5198,88 Н. (Примем K? = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения).
Расчетная долговечность, млн. об.
L = (C / Рэ)3 = (33200 / 5198,88)3 = 260 млн. об.
Расчетная долговечность,ч
Lh = L *106 / 60 * n = 260*106 / 60*180,76 = 24*103 ч;
Здесь n = 180,76 об/мин - частота вращения ведомого вала.
11. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
?см max = 2Т / (d * (l - b) * (h - t1)) ? [?см].
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [?см] = 100 … 120 МПа, при чугунной [?см] = 50 … 70 МПа.
11.1 Ведущий вал
d = 22 мм
b x h = 8 x 7 мм
t1 = 4 мм
Длина шпонки l = 32 мм.
Момент на ведущем валу Т1 = 35,3 Нм
?см = 2 * 35,3*103 / (22*(7 - 4)*(32 - 8) = 44,57 МПа < [?см]
(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20). Условие выполнено.
11.2 Ведомый вал
Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).
Проверяем шпонку под звездочкой:
d = 40 мм
b x h = 12 x 8 мм
t1 = 5 мм
Длина шпонки l = 48 мм.
Момент на ведущем валу Т3 = 180 Нм
?см = 2 * 180 *103 / (40*(8 - 5)*(48 - 12) = 83,3 МПа < [?см]
(материал звездочки - термообработанная углеродистая сталь). Условие выполнено.
12. Уточненный расчёт валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при s ? [s].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
.1 Ведущий вал
Материал вала тот же, что и для шестерни, т. е. сталь 40ХН, термическая обработка - улучшение.
По табл. 3.3 [1] при диаметре заготовки до 150 мм среднее значение ?в = 930 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба ?-1 = 0,43