Данные из предыдущего расчета:
Fr1 = Fa2 = 296,2H;Fr2 = Fa1 = 1153H;Ft1 = Ft2 = 1440H;
Первый этап компоновки дал:
L1 =17,6ммL2 = 44мм L3 = 100мм
Определяем нагрузку на опоры быстроходного вала:
а)вертикальная плоскость
SМXB = 0; Fa× + Fr(l1 +l2) – RBYl2 = 0
RBY = = = 953,70 H
SМxа = 0;Fa× + FrL1 – RAYl2 = 0
RAY = = = 657,5H
SX =0 – RAY + RBY – Fr = 0– 657,5 + 953,7 – 296,2 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях рисунок 2.
Мxc = Fa = 1153 × 20,57 = 237717,21 H мм = 237,72 H м
Мxc = Fa – Frl1 =1153 ×20,57 –296,2 × 17,6 =232504,09 Hмм =232,5Нм
б)горизонтальная плоскость.
SМYA = 0; Ft ×Fr(L1+L2) – RBXL2 =0 RBX = = =2016H
S МYB=0; FtL1 – RAXL2 =0RAX = = =576H
Проверка:SY = 0Ft – RBX +RAX=0;1440 –2016 +576 = 0
в)Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях (рис. 2)
MYC =0;
MYB = Ft ×L1 =1440 ×17,6 =25,3Hм
MYA = 0
г)Строим эпюру крутящих моментов в характерных сечениях (рис. 2)
Mк = Mz =Ft× =1440× =296,2Hм
д)Определяем суммарные реакции опор.
RA = = =887H
RB = = = 2230H
е)Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении В.
MИВ = = =2242 Н м
ж)Определяем приведенный момент.
МПР = = = 2242 Н м
9.Проверочный расчет подшипников.
9.1Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой. В результате расчетов имеем:
угловая скорость вала 2 =100,01рад/сек
осевая сила в зацеплении Fa =1153H
реакция в подшипникахRXB= 953,7H; RYB= 2016H;
R = 887H; R = 2230H
Подшипники установлены в растяжку: обе опоры фиксирующие, крышки торцовые, регулирование подшипников круглой шлицевой гайкой. Эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается для каждого подшипника (RE1;RE2) с целью определения наиболее нагруженной опоры.
9.2Определяем коэффициент влияния осевого нагружения e по табл. К-29 [1] e =0,38.
9.3Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки по формуле RS=eRГ
RS1 = 0,83eRA = 0,83 × 0,38 ×887 =279,8H
RS2 = 0,83eRB = 0,83 × 0,38 ×2230 =703,3H
9.4 Определяем осевые нагрузки подшипников Ra1 , Ra2.
По таблице 9.6 [1] в случае RS1/RS2, тогда Ra1 = Ra2, т.е. Ra1 =279,8Н,
Ra2 = Ra1+ Fa = 279,8 + 1153 = 1432,8H.
Вычисляем отношение , и сравниваем с коэффициентом «е»,
где V− коэффициент вращения.
При вращающемся внутреннем кольце подшипника согласно таб. 9.1[1] V =1.
= = 0,29 < 0,38; = =0,45 > 0,38
По соотношениюа)0,29 < 0,38 б)0,45> 0,38 согласно таб. 9.1 [1] выбираем формулу:
а) RE = VRrK,
где K − коэффициент безопасности по таб. 9.4 K =1,1
− температурный коэффициент по таб. 9.5 температура до 100oС KТ =1,тогда:
RE = VRrK = 1×953,7×1,1×1 =1049H
б)RE = (XVRr + YRa)×K
где по таб. 9.1 X =0,4; по таб. К-29 Y = 1,56;
K
RE = (XVRr + YRa)×K×1+1,56×1432,8)×1,1×1 =2849H
10. Определяем динамическую грузоподъемность по формуле:
Сгр = RE ,
где m =3,33 показатель степени для роликовых подшипников, a1 − коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников g =90% a =1.
a23 − коэффициент учитывающий влияние качества подшипников a23 =0,6
n − частота вращения внутреннего кольца (об/мин)
Сrр = RE = 2849× =22366H
Cr = 42,4 Cr>Crр , значит подшипник пригоден к применению.
11.Определяем реакция опор подшипников тихоходного вала.
Данные из предыдущих расчетов:
Ft = 1440HFr = 1153HFa = 296,2H
Первый этап компоновки дал следующие результаты:
L1 = 40мм,L2 = 108мм
Для тихоходного вала определяем подшипники:
это подшипник легкой широкой серии 7208 (ГОСТ 27365 – 87).
d =40мм;D = 80мм;T = 20мм;угол контакта Ð 14o;Cr = 42,4 кН.
а)Плоскость XZ– RX3 ×(L2 + L1)+Ft×L2 = 0
RX3 = = =389,2H
RX1×(L2 + L1) – Ft ×L2 = 0
RX1 = = =1050,8H
Проверка : RX3 + RX1 – Ft =0389,2 + 1050,8 – 1440 = 0
Определяем изгибающий момент:
MX =Ft ×
Cтроим эпюру изгибающих моментов
б)Плоскость YZ– RY3 ×(L2 + L1) – Fr×L1 + Fa× = 0
RY3 = = = – 182,94H
– RY1×(L2 +L1)+ Fr ×L1 +Fa× = 0
RY1 = = = 970,06H
Проверка: RY3 – RY1 + Fr =0–182,94 –970,06 + 1153 = 0
Cтроим эпюру изгибающих моментов
Определяем суммарную реакцию опор:
R1 = = = 1045H
R3 = = = 1066,6H
Определяем суммарные изгибающие моменты в сечении 2:
MИ2 = = = 185,2 H м
MПР = = = 185,22 H м
12. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и ребер жесткости в проектируемых малонагруженных редукторах (Т2õ 500 Нм) с улучшенными передачами, определяется по формуле
d =1,8× / 6мм
где Т2 – вращающий момент на тихоходном валу
d =1,8× / 6мм
толщина стенок крышки и основания корпуса принимают такими же.
Взаимное расположение подшипников на быстроходном вале фиксируется установочной гайкой М36×1,5 с предохранительной шайбой. Подшипники размещаем в стакане, толщина которого dст=10мм. Между шестернею и
внутреннем подшипником устанавливается шайба для предотвращения попадания жировой смазки в корпус редуктора. Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров принятые в первом этапе компоновки Х=9 ,У=36.
На тихоходном валу устанавливается зубчатое колесо. Соединение с валом шпоночное. Колесо зафиксировано. С одной стороны оно упирается в утолщение вала, с другой стороны внутреннюю обойму подшипника.
На валу установлена распорная втулка. Одним концом опирается в ступицу колеса, другим во вращающуюся кольцо подшипника. Определяем глубину гнезда под подшипник.
Lr= 1.5 T2;
где Т2 ширина подшипника Т2 = 20 мм
Lr= 1.5 × 20 = 30мм
По таблице 10.17 лит.1 определяем диаметры болтов для корпуса редуктора.
d1 =M14; d2=M12; d3=M10 ; d4=M8 ; d5=M5.
Длина L определяем конструктивно.
13. Определение геометрических размеров шпонок и проверка прочности шпоночного соединения.
По табл. 42 лит. 1определяем размер шпонок.Быстроходный вал:d =30мм b=10; h=8;фаска 0,5мм.
Для тихоходного вала d =48мм b=14 h=9 фаска 0,5мм.
Шпонки призматические, со скругленными торцами. Материал шпонок: сталь 45 нормализация. Проверка ведётся на смятие. Проверяем соединение вала с колесом на тихоходном валу по формуле:
см = õ [см ] где,
а) Ft – окружная сила
б) Асм =(0,94h-t1)Lр – площадь смятия в мм2
в) Lр= L – b –рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами L – полная длина шпонки определена на конструктивной компоновке.
[см ] =110… 190 Н/мм2
Асм =(0,94 х 9- 5,5 )26 =76,96.
см = =19õ[см ]
14. Выбор способа смазывания ,сорта масла и его количества.
Тихоходный вал:
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Сорт масла по табл. 10.29 лит.1 И-Г-С-68.
Количество масла: из расчёта 0,4…0,8л масла на один киловатт
Быстроходный вал:
Подшипники смазываем пластичной смазкой ,которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке . Периодически смазку пополняют шприцом через прессмаслёнку. Сорт смазки − солидол УС-2.
15.Проверочный расчёт стяжных болтов подшипниковых узлов.
Стяжные болты рассчитывают напрочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручение по формуле:
экв. =õ [ ]
а) Fр − расчётная сила затяжки винтов ,обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой
Fр = [ К3 ( 1- х ) + х ]Fв
Здесь Fа = 0,5Rу − сила воспринимаемая одним болтом, где Rу-большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников. К3=1,25…2-коэффициент затяжки. Х=0,4… 0,5
б) А − площадь опасного сечения болта.
А =
где dр = d2 – 0.94р − расчётный диаметр болта, d2 − наружный диаметр болта, р − шаг резьбы.
В[ ] − допускаемое напряжение при некоторой затяжке до 16мм []( 0,2…0,25) сигма т а) Определяем силу, приходящуюся на один болт:
Fв = = 525 Н
Определяем площадь опасного сечения болта:
б) Принимаем К3 =1,5 (постоянная нагрузка ); х = 0,27 ( соединение чугунных деталей без прокладок ).
в) Определяем механические характеристики материала болтов: предел прочности [в] =500 н / мм2 в квадрате; предел текучести T =300 Нмм2; допускаемое напряжение [] =0,25х=75Н/мм2.
г) Определяем расчётную силу затяжки болтов :
Fр = [ К3( 1- х) + х] Fв = [1,5×(1- 0,27) + 0,27]× 525 =716,6 Н.
г) Определяем площадь опасного сечения болта:
А= = = 84,2 мм2
д) Определяем эквивалентные напряжения:
экв = 11,1Н / мм 2< []
Расчёт болтов удовлетворяет нужного запаса прочности.
16. Уточняющий расчёт валов.
Наиболее опасный участок на быстроходном валу это точка №1, место приложений реакций внутреннего подшипника, поэтому расчёт будем вести на этом участке вала.