Навигация
Предварительный расчет валов редуктора
19659
знаков
1
таблица
2
изображения
4. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τк] =25 МПа
мм
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dB1 = 42 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dп1 = 50 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал: диметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [τк] = 20 МПа
мм
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dB2 = 65 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dп2 = 70 мм, под зубчатым колесом dK2 = 75 мм.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
5. Конструктивные размеры шкива клиноременной передачи
Шкивы клиноременных передач выполняются из чугуна СЧ 15. Расчетный диаметр шкива dp= 280 мм. Угол наклона канавок при таком диаметре равен α = 40°.
Ширина обода шкива
мм
Толщина обода
S = 0,005*d+3+h+h0 = 13,9 мм
примем S = 15 мм
Длинна ступицы шкива
l = (1,5÷2)dB1 = 36 ÷ 48 мм
примем l = 40 мм
Диаметр шкива ступицы
мм
примем d = 44 мм.
6. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:
d1 = 112 мм; da1 = 118 мм; b1 = 95 мм.
Колесо кованое:
d2 = 336 мм; dа2 = 342 мм; b = 90 мм.
Диаметр ступицы dст = 1,6 * dа2 =1,6 * 75 = 120 мм.
Длина ступицы lст = (1,2 ÷ 1,5)dk2 = (1,2 ÷ 1,5) * 75= 90÷ 113 мм
принимаем lст = 100 мм
Толщина обода δ0 = (2,5 ÷ 4)mn=(2,5 ÷ 4) * 3 = 7,5 ÷ 12 мм
принимаем δ0 = 10 мм
Толщина диска при b = 90 мм: С =0,3*90=27 мм
7. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
δ = 0,025аw + 1 = 0,025 * 224 + 1 = 6,6 мм,
принимаем δ = 8 мм; δ1 = 0,02аw + 1 = 0,02 * 224 + 1 = 5,48 мм, принимаем δ1 = 8мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1,5 δ = 1,5 * = 12 мм; b1 = 1,5δ1 = 1,5 * 8 = 12 мм,
нижнего пояса корпуса
р = 2,35δ = 2,35 * 8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.
Диаметр болтов: фундаментных d1 = (0,03÷0,036)аw+12 = (0,03÷0;36)224 + 12 = 18,72÷ 20,064 мм; принимаем болты с резьбой М20; крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = (0,7÷0,75) d1 = (0,7÷0,75)20 = 14÷15 мм; принимаем болты с резьбой М16; соединяющих крышку с корпусом d3 = (0,5÷0,6)d1 = (0,5÷0,6)20 = 10÷12 мм; принимаем болты с резьбой М12.
8. Расчет подшипников
Ведущий вал
Из предыдущих расчетов имеем
Ft = 6232 H, Fr = 2283 Н, Fa = 841 Н, FB= 2162 H, l1 = 112 мм и l3 = 65 мм.
Реакции опор: в плоскости xz
Н
Н
Проверка:
Rx1 + Rx2 – Ft – FB = 5243 + 3151 – 6232 – 2162= 0.
в плоскости yz
Н
Н
Проверка:
Ryl + Ry2 – Fr = 1351 + 931 – 2283 = 0.
Суммарные реакции
Н
Н
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 206: d = 30 мм; D = 62 мм; В = 16 мм;С = 19,5 кН и С0 = 10 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле
Рэ = (XVPr1 + YPa)КбКT,
в которой радиальная нагрузка Рr1 = 1871 Н; осевая нагрузка Ра = Fa = 317 Н;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности Кб = 1,2; КТ = 1.
Отношение
;
этой величине соответствует е ≈ 0,23
Отношение
< е; X = 1 и Y = 0.
Рэ = (1 * 1 * 1871) * 1,2 * 1 = 2245 Н.
Расчетная долговечность, млн. об.
млн. об.
Расчетная долговечность, ч
ч.
Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:
Ft = 6232 H, Fr = 2283 Н, Fa = 841 Н, l2 = 112 мм.
Реакции опор: в плоскости xz
Н
в плоскости yz
Н
Н
Проверка:
Ry3 + Ry4 – Fr = 1773 + 510 – 2283 = 0.
Суммарные реакции
Н
Н
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 208: d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм;С = 32 кН и С0 = 17,8 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле
Рэ = (XVPr4 + YPa)КбКT,
в которой радиальная нагрузка Рr4 = 1060 Н; осевая нагрузка Ра = Fa = 317 Н;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности Кб = 1; КТ = 1.
Отношение
;
этой величине соответствует е ≈ 0,20
Отношение
> е; X = 0,56 и Y = 2,40.
Рэ = (0,56 * 1 * 1060 + 2,4 * 317) * 1 * 1 = 1354 Н.
Расчетная долговечность, млн. об.
млн. об.
Расчетная долговечность, ч
ч
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 206 имеют ресурс Lh = 40 * 103 ч, а подшипники ведомого вала 208 имеют ресурс Lh = 4 * 106 ч.
Похожие работы
... напряжения σэкв = 1, 3 Fр / А (109) σэкв = 1, 3 *1780, 08 / 84, 2 = 27, 48 Н/мм2 [σ] 27, 48 75 Проверить прочность стяжных винтов подшипниковых узлов быстроходного вала цилиндрического редуктора. Rу – большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного вала, Rу = 2256, 08 Н. Диаметр винта d2 = 12 мм, шаг резьбы Р = 1, 75 мм. Класс прочности 5.6 ...
... ; 1000 б/мин, так как с уменьшением частоты вращения возрастают габариты и масса двигателя. При этом следует учесть, что передаточное число цепной передачи должно быть в интервале 26, а клиноременной – 25. 2 Расчёт зубчатых колес редуктора Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, ...
... n = 3,82∙9,9 /[3,822 + 9,92]1/2 = 3,56 Проверка соблюдения условия прочности: nmin ≥ [n], где [n] = 1,5..3,5 3,56 ≥ 1,5 6.Выбор подшипников. Так как у нас косозубая передача в редукторе, то следует выбрать шариковые радиальные подшипники, которые можно использовать при небольшой (до 30%) свободной осевой нагрузке. Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник № ...
... скорость ленты, по заданию =0,8 м/с Частоту вращения барабана определяем по формуле (1.5): (1.5) В соответствии с таблицей приложения I [1] по требуемой мощности Ртр=12,38кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора цепной и ременной передачи, выбираем электродвигателе трехфазный, короткозамкнутый серии 4А, закрытый, с синхронной частотой вращения n= 750об/мин ...
0 комментариев