Реферат: Расчет валов редуктора

👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Государственный комитет российской федерации


Московский Государственный Строительный Университет


Методическое пособие для студентов факультета
Механизации автоматизации строительства
Предварительная конструктивная проработка валов и подшипниковых узлов выполняется на стадии эскизного проекта редуктора с использованием рекомендаций [3…6] и других источников. Окончательное конструктивное исполнение этих узлов определяется по результатам расчета валов и подшипников по критериям их работоспособности. При известных нагрузках на валы эти расчеты можно произвести, составив расчетную схему каждого вала.
На сборочных чертежах и схемах подшипники качения в осевых разрезах изображается, как правило, упрощенно по СТ СЭВ 1797 - 79. На конструктивных схемах обычно не указываются конструкция и тип подшипника сплошными линиями, внутри которого проводятся сплошными тонкими линиями диагонали (рис. 9.4…9.6). Рекомендуемые разновидности упрощенного изображения подшипников качения на сборочных чертежах приведены в таблице 9.1. Для студентов предпочтительно изображать подшипники комбинированно, то есть в одной половине выполнить разрез конструкции подшипника без фасок и сепаратора, а во второй половине – условное контурное очертание. Оно выполняется сплошными основными линиями, внутри которого проводя сплошные тонкие линии диагонали (первая строка в таблице).
Конструкции подшипниковых узлов выполняются по схемам "враспор", "врастяжку" и с одной или двумя плавающими опорами (см. главу 6 [4]). Каждая из рассматриваемых схем установки подшипников имеет свои преимущества, недостатки и область применения.
Расчетные схемы валов и осей редукторов представляются в виде балок на шарнирных опорах. Плавающие опоры, воспринимающие только радиальные нагрузки, заменяют шарнирно-подвижными опорами. Положение шарнирной опоры для радиальных подшипников принимаются в середине ширины подшипника.
Для радиально-упорных подшипников расстояние "а" точки приложения радиальной реакции от торца подшипника (рис. 9.1) может быть определена аналитически по формулам:
a) Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные
b) Роликоподшипники конические однорядные радиально-упорные
Значения В, Т, d, D, α и е принимаются по таблицам параметров подшипников.
Проведенные расчеты конструкций валов показы-вают, что при незначитель-ной погрешности результа-тов расчета можно принять а ≈ В для подшипников типа 36000 и а ≈ Т для подшипников типа 7000.
Для составления расче-тных схем валов целесоо-бразно нарисовать объем-ную схему редуктора с на-гружением колес и валов типа приведенной на рис. 9.3. На этом рисунке условно изображены валы, подшипники и средние сечения колес по делительным или начальным диаметрам, к которым приложены соответствующие силы в зонах зацепления. Согласно задания к схеме привода к тихоходному валу приложены силы от передачи. При выборе направления сил учитывается направление вращения валов и наклон зубьев и витков в элементах передач. При отсутствии специальных требований червяк имеет правое направление витков, а червячное колесо – правое направление зубьев. Наклон зубьев цилиндрических колес целесообразно выбирать с учетом возможного взаимного уравновешивания осевых сил. Положение вектора силы F M
, действующей от соединительной муфты на быстроходный вал, не фиксируется так как оно имеет случайный характер. Примеры объемных схем редуктора приведены на рис 9.3 и других рисунках.
В нереверсивном приводе задается направление вращения выходного вала привода (конвейера, дробилки и т. д.) и с учетом числа передач, их разновидностей и компоновки привода определяется требуемое направление вращение входного (быстроходного) вала редуктора и двигателя. В курсовом проекте студент самостоятельно выбирает направление вращения быстроходного вала редуктора и задается направлением зубьев колес в косозубых передачах.
В приводах с частым реверсированием целесообразно рассмотреть реакции в опорах и изгибающие моменты валов при их вращении в двух направлениях с целью последующего расчета на прочность валов и подшипников редуктора по наихудшему варианту нагружения или с учетом частого реверсирования. Из рисунка 9.3. видно, что при реверсировании привода изменяется обычно направление окружной и осевой сил в зубчатых передачах. Для некоторых конструкций валов, на которых, например, установлены только колеса конических и прямозубых цилиндрических передач, реверсирование не влияет на их прочность и долговечность подшипников.
Для валов, опирающихся на радиально-упорные подшипники осевая нагрузка определяется не только соответствующими составляющими сил в зацеплении.
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок R ri
возникают внутренние осевые составляющие S i
, определяемые по формулам:
для конических роликоподшипников К е
=0,83;
для радиально-упорных подшипников К е
=1;
где е – вспомогательный коэффициент влияния осевой нагрузки, принимаемый по таблице параметров подшипников;
К е
– коэффициент, учитывающий тип подшипника.
Для определения общих осевых нагрузок R ri
в опорах с радиально-упорными подшипниками учитывают условие равновесия всех осевых сил, действующих на вал, т.е. сумму внешних осевых нагрузок F a∑
, приложенных к валу, и осевые составляющие S i
от радиальных нагрузок R ri
. Рекомендации по определению R аi
с учетом схемы установки и условия нагружения приведены в таблице 9.2. В верхней части каждой схемы установки показаны радиальные нагрузки R ri
на подшипники и их осевые составляющие S i
, а в нижней части – общие осевые нагрузи R аi
и суммарная осевая нагрузка F a∑
с учетом её направления.
Рассмотрим часто встречающуюся конструкцию узла вала, который имеет одну плавающую опору Б (рис 9.2.) и вторую опору А с двумя радиально-упорными подшипниками, которые воспринимают все осевые нагрузки.
Установленные "враспор" рядом два радиально-упорных подшипника (опора А на рисунке 9.2,а) имеют практически одну точку опоры в середине между этими подшипниками. Установка рассматриваемых подшипников "врастяжку" (опора Б на рисунке 9.2,б) ведет к разнесению их опорных точек, что требует увеличения точности изготовления расточек в корпусе под опоры А и Б, ухудшает условия работы подшипников и усложняет их расчет. Поэтому конструкция опоры А по рисунку 9.2,б обычно не используется.
Рекомендации по определению общей радиальной и осевой нагрузок, воспринимается каждым из двух радиально-упорных подшипников (1 и 2) установленных, "враспор" в одной опоре А (рис 9.2,а), приведены в таблице 9.3. Схемы установок в таблице 9.3 отличаются направлением суммарной внешней осевой силы F a∑
. При наличии F a∑
суммарная радиальная нагрузка R а
опоры А неравномерно распределяется на подшипники 1 и 2 этой опоры. При относительно больших значениях силы F a∑
всю радиальную и осевую нагрузку воспринимает только один из подшипников (1 или 2) в зависимости от направления силы F a∑
.
На рисунке 9.2. также даны варианты узла вала с консистентной смазкой подшипников опор А и Б, в отличии от узла вала (рис 7.3. [6]), где смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием (верхнее расположение червяка) или окунанием в масло (нижнее расположение червяка). На рисунке 9.2,а показаны размеры l 1
, l 2
и l 3
, требуемые для расчета валов и подшипников, а римскими цифрами возможные опасные сечения вала, проверяемые расчетом на прочность. Параметры радиальных шарикоподшипников с одной и двумя защитными шайбами, которые могут быть использованы в опоре Б (рис 9.2,б) и других опорах приводов, даны в таблице 9.4.
Проверка прочности валов производится в опасных сечениях, определяемых: относительно небольшими размерами; наличие вращающих или больших изгибающих моментов и их совместного действия; наличие концентраторов напряжения. Это сечения:
a) под шестерней или колесом зубчатых передач, где концентратором является шпоночная канавка (табл. 8.5. [3]), посадка с натягом (табл. 8.7. [3]) или шлицевой участок вала (табл. 8.6. [3]);
b) под подшипниками качения, где действуют нагружающие моменты, а концентратором является посадка с натягом подшипника (табл. 8.7. [3]);
c) по выточкам под выход резца при нарезании резьбы, под выход долбяка при нарезании зубьев, под выход шлифовального круга или под кольца (табл. 8.3. [3]);
d) в местах перепада диаметров с галтелями в виде радиусов табл. 8.2. [3]).
В некоторых конструкциях валов целесообразно проверка прочности сечений с другими специфическими концентраторами напряжений. В учебном процессе рекомендуется проверять два наиболее опасных сечения каждого вала с целью сокращения объема расчетных работ. В рассматриваемых примерах, проверяемые сечения валов соответствуют номерам точек валов, в которых производится проектировочный расчет и выбор их диаметров (см. раздел 7.2. [6]). Так как все расчетные сечения перпендикулярны оси вала, то с целью упрощения на схемах и в расчетах сечения обозначаются одной римской цифрой или буквой.
9.1.1 Вращающие моменты и частоты вращения валов.
Т 1
=Т б.в
.= 11,3 Н∙м ; n 1
=n б.в
=2880 мин -1

Т 2
=Т п.в
.= 190,2 Н∙м ; n 2
=n п.в
=150 мин -1

Т 3
=Т т.в
.= 575,4 Н∙м ; n 3
=n т.в
=47,6 мин -1

Отношение максимальных (пиковых) моментов на каждом валу к номинальным значениям
9.1.2. Составляющие силы в зацеплении колес.
II - ступень – цилиндрическая передача
Индекс 1 для шестерни, а индекс 2 для колеса.
9.1.3. Расчетная нагрузка от цепнойпередачи на тихоходный вал F ц
=6181,8 Н
Согласно задания к схемы 6 привода цепная передача наклонена к горизонту под углом 30˚.
Конструкция узла вала-червяка выполнена по варианту, изображенному на рисунке 9.2,а. Левая опора содержит два конических роликовых подшипника, поставленных "враспор" и воспринимающих все осевые силы. В этом случае расчетная точка левой опоры А балочки-вала принимается в середине между подшипниками. Правая опора является "плавающей" и содержит один радиальный шариковый подшипник. При этом расчетная точка Б правой опоры балочки-вала принимается в середине подшипника. Требуемые расчетные расстояния берутся из эскизного проекта редуктора: l 1
=112мм; l 2
=98мм; l 3
=98мм.
Муфта вследствии неизбежной несоосности соединяемых валов нагружает входной вал дополнительной силой F M
.
9.3.2. Реакция в опорах быстроходного вала.
Для определения реакция опор и эпюр моментов балочку-вал (рис. 9.4.) рассматривают в двух взаимно перпендикулярных плоскостях YOZ и XOY, в которых лежат составляющие силы в зацеплении.
9.3.2.1. При вращении входного вала против часовой стрелки. (рис. 9.4,а)
Проверка ∑F Z
= 0; 285,2-585+282,5=0
в) Результирующие радиальные реакции опор от сил в зацеплении.
д) Суммарные радиальные реакции в опорах.
е) Суммарная внешняя осевая нагрузка.
ж) Общие радиальные и осевые нагрузки на подшипники 1 и 2 опоры А.
Подшипники конические радиально-упорные № 7207 и К е
= 0,83, а по таблице П7 [3] е=0,37
Внешняя нагрузка F a∑
направлена влево, что соответствует схеме нагружения "а" по таблице 9.3. Далее определяем условия нагружения. Так как
F a∑
=2503 Н > 0,83·е· 0,83·0,37·1029=316 Н,
то это соответствует II случаю нагружения, то есть
9.3.2.2.При вращении входного вала против часовой стрелки. (рис. 9.4,а)
Проверка ∑F Z
= 0; 285,2-585+282,5=0
в) Результирующие радиальные реакции опор от сил в зацеплении.
д) Суммарное радиальные реакции в опорах.
е) Суммарная внешняя осевая нагрузка.
ж) Общие радиальные и осевые нагрузки на подшипники 1 и 2 опоры А.
Подшипники конические радиально-упорные № 7207 и К е
= 0,83, а по таблице П7 [3] е=0,37
Внешняя нагрузка F a∑
направлена вправо, что соответствует схеме нагружения "б" по таблице 9.3. Далее определяем условия нагружения. Так как
F a∑
=2503 Н > 0,83·е· 0,83·0,37·1029=316 Н,
то это соответствует II случаю нагружения, то есть
9.3.3. Построение эпюр изгибающих моментов (рис 9.4.).
9.3.3.1. При вращении входного вала против часовой стрелки (рис 9.4,а).
Сечение III слева – M IIIX
= 711·98·10 -3
=69,7 Н·м
Сечение III справа – M IIIX
= 200·98·10 -3
=19,6 Н·м
Сечения А(II) и Б – М А
Z
=0; М Б
Z
=0
Сечение III – M IIIZ
= 282,5·98·10 -3
=27,7 Н·м
Сечение А(II) – М АМ
= 168·112·10 -3
=18,8 Н·м
Сечение III – M IIIМ
= 96·98·10 -3
=9,4 Н·м
г) Максимальные изгибающие моменты в сечениях II и III
9.3.3.2. При вращении входного вала по часовой стрелки (рис 9.4,б).
Сечение III слева – M IIIX
= 200·98·10 -3
=19,6 Н·м
Сечение III справа – M IIIX
= 711·98·10 -3
=69,7 Н·м
б) Эпюры от изгибающих моментов в плоскости YOZ и ХOZ от нагружения муфтой при изменении направления вращения вала сохраняются. Так же сохраняются максимальные изгибающие моменты в сечениях II и III.
9.4. Расчет подшипников быстроходного вала.
9.4.1. Эквивалентная радиальная нагрузка.
X и Y – коэффициент, учитывающий разное повреждающее действие радиальной и осевой нагрузок (по таблице 9.18 [3] и таблицам параметров подшипников);
V – коэффициент вращения ( V=1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки V=1,2 при вращении нагруженного кольца);
К б
– коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (по таблице 9.19 [3] в зависимости от области применения привода, характера пиковых нагрузок и их величины);
К Т
=1 – температурный коэффициент при t < 100 (при повышенной рабочей температуре подшипников по таблице 9.20 [3]);
а) Для опоры А
, в которой всю нагрузку воспринимает подшипник 1 (пункт 9.3.2.1,ж расчета)
Так как 2,43 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице П7 [3] у=1,62
(0,4·1·1029+1,62·2503)·1,8·1=8040 Н
а) Для опоры Б
, которая является "плавающей" и подшипник не воспринимает осевых нагрузок, т.е. х=1, а у=0.
9.4.1.2. При вращении входного вала по часовой стрелке.
а) Для опоры А
, в которой всю нагрузку воспринимает подшипник 2 (пункт 9.3.2.2,ж расчета)
Так как 4,11 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице П7 [3] у=1,62
а) Для опоры Б
, которая является "плавающей" и подшипник не воспринимает осевых нагрузок, т.е. х=1, а у=0.
9.4.2. Эквивалентная нагрузка с учетом переменного режима работы.
где Х 2
и Х 3
– параметры графике нагружения по пункту 1.2.6. [6]
При нереверсивном приводе и вращении входного вала против часовой стрелки
При нереверсивном приводе и вращении входного вала по часовой стрелке
При нереверсивном приводе и вращении входного вала против часовой стрелки
При нереверсивном приводе и вращении входного вала по часовой стрелке
Для частореверсивного привода с одинаковым характером нагружения при вращении валов в обе стороны для расчета Р можно использовать зависимость
где – коэффициент относительной нагрузки i опоры при вращении валов в разные стороны.
Нагружения подшипника опоры Б составляют: Н; Н.
9.4.3. Расчетная долговечность подшипников.
где с – динамическая грузоподъемность
n i
– относительная частота вращения колец подшипника (частота вращения рассчитываемого вала).
Р – показатель степени (Р=3 – шарикоподшипник и Р= – роликоподшипник)
Для опоры А с подшипниками №7207 – =38500 Н, а Р= .
Для опоры Б с подшипниками №207 – с=13700 Н, а Р=3.
Для частореверсивного привода при Р Б
=894 Н
В опоре А использованы два конических подшипника, каждый из которых работает только при вращении вала в одну сторону. При этом для частореверсируемого привода
требуемый срок службы подшипника в два раза меньше срока службы привода, а расчетной нагрузкой является наибольшая, т.е. Р А
=5600 Н
Диаметры быстроходного вала завышены из конструктивных соображений и обычно имеют большие запасы прочности. Учитывая это, а так же с целью сокращения объема расчетных работ, студентам разрешается не производить проверку прочности быстроходного вала.
9.6. Реакции опор и изгибающих моментов промежуточного вала.
В разработанной конструкции редуктора (рисунок 7.12 [6]) промежуточный вал выполнен за одно с шестерней цилиндрической передачи II ступени. Вал-шестерня опирается на два конических роликоподшипника, установленных "враспор". Расчетные конструктивные схемы промежуточного вала приведены в верхней части рисунков 9.5,а и б. При этом рисунок 9.5,а соответствует вращению входного вала против часовой стрелки, а рисунок 9.5,б – по часовой.
При опирании вала на два однорядных радиально-упорных подшипника, установленных "враспор", расчетные точки опор вала расположены на расстояниях "а" (рисунок 9.1.) от наружных торцов подшипников во внутреннею сторону.
Требуемое расчетное расстояние берется из эскизного проекта редуктора с учетом "а".
L 4
=55 мм; l 5
=80 мм; l 6
=44 мм.
9.6.2. Реакции от сил в зацеплении колес.
9.6.2.1. При вращении входного вала против часовой стрелки. (рис. 9.5,а)
Проверка ∑F Z
= 0; 1159+911-6309+4239=0
Проверка ∑F Y
= 0; 755-2503+2449-701=0
в) Результирующие радиальные реакции в опорах
г) Суммарная внешняя осевая нагрузка.
д) Осевые составляющие от радиальных нагрузок в предварительно выбранных радиально-упорных конических роликоподшипниках № 7207.
е) Общие осевые нагрузки на опоры.
В выбранной конструкции узла промежуточного вала подшипники установлены "враспор", а сила F a∑
направлена влево, что соответствует схеме установки "а" по таблице 9.2. При этом опора 1 соответствует В, а опора 2 обозначена Г.
Условие нагружения F a∑
+ S Г
= 1775 + 1320 > S B
=425 H, т.е. I случай нагружения
9.6.2.2. При вращении входного вала по часовой стрелке. (рис. 9.5,б)
Проверка ∑F Z
= 0; 4798-911-6309+2422=0
Проверка ∑F Y
= 0; 1959-2503+2449-2993=0
в) Результирующие радиальные реакции в опорах
г) Суммарная внешняя осевая нагрузка.
F a∑
=F a1 I I
- F a2I
=2341-565=1776 H
д) Осевые составляющие S i
от радиальных нагрузок конических роликоподшипниках № 7207.По таблице П7 [3] е=0,37
е) Общие осевые нагрузки на опоры.
Подшипники установлены "враспор", а сила F a∑
направлена влево, что соответствует схеме установки "г" по таблице 9.1. При этом опора 1 соответствует В, а опора 2 обозначена Г.
Условие нагружения F a∑
+ S В
= 1776 + 957 > S Г
=1736 H, т.е. III случай нагружения
9.6.3. Построение эпюр изгибающих моментов (рис 9.4.).
9.6.3.1. При вращении входного вала против часовой стрелки (рис 9.5,а).
Сечение IV слева – M IVY
= 1159·55·10 -3
=63,7 Н·м
Сечение IV справа – M IVY
= 1159·55·10 -3
-565 10 -3
=20,8 Н·м
Сечение V – M VY
= 4239·44·10 -3
=186,5 Н·м
Сечение IV – M IVZ
= 755·55·10 -3
=41,5 Н·м
Сечение V справа – M VZ
= 701·44·10 -3
=30,8 Н·м
Сечение V слева – M VZ
= 701·44·10 -3
+2341 10 -3
=98,3 Н·м
в) Максимальные изгибающие моменты в сечениях IV и V
9.6.3.2. При вращении входного вала по часовой стрелки (рис 9.5,б).
Сечение IV слева – M IVY
= 2422·55·10 -3
=133,2 Н·м
Сечение IV справа – M IVY
= 2422·55·10 -3
-565 10 -3
=90,3 Н·м
Сечение V – M VY
= 4798·44·10 -3
=211,1 Н·м
Сечение IV – M IVZ
= 1959·55·10 -3
=107,7 Н·м
Сечение V справа – M VZ
= 2993·44·10 -3
=131,7 Н·м
Сечение V слева – M VZ
= 2993·44·10 -3
+2341 10 -3
=64,3 Н·м
в) Максимальные изгибающие моменты в сечениях IV и V
9.7.Расчет подшипников быстроходного вала.
9.7.1. Эквивалентная радиальная нагрузка.
а) При вращении входного вала против часовой стрелки.
Так как 2,24 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице П7 [3] у=1,62
(0,4·1·1383+1,62·3096)·1,8·1=10024 Н
Так как 0,31 < e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=1, а у=0
9.4.1.2. При вращении входного вала по часовой стрелке.
Так как 0,31 < e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=1, а у=0
Так как 0,48> e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице П7 [3] у=1,62
(0,4·1·5655+1,62·2733)·1,8·1=12041 Н
9.7.2. Эквивалентная нагрузка с учетом переменного режима работы.
где – коэффициент относительной нагрузки i опоры при вращении валов в разные стороны.
У нас наиболее нагруженной является опора Г: Н; Н.
9.4.3. Расчетная долговечность подшипников.
Роликоподшипник №7207 с=38500 Н и Р=
частота вращения подшипника n 2
=150 мин -1

Для частореверсивного привода с наиболее нагруженными подшипником опоры Г (Р Г
=7190 Н)
Для промежуточного вала выполненного за одно с шестерней, то есть в виде вал шестерни (рисунок 7.12 [6]), достаточно провести расчет только сечения IV (рисунок 9.5.) под зубчатым колесом.
9.8.1. Материал вала и предельные напряжения.
Материал промежуточного вала, выполненного в виде вала шестерни, соответствует материалу шестерни 40ХН. Термообработка – улучшение. По таблице П2 [6] твердость 248…293 НВ, а временное сопротивление σ в
=880 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений.
9.8.2. Сечение IV. В этим сечении вала (рисунок 9.5.) при частом реверсировании действует суммарной изгибающий момент =171,3 Нм и вращающий момент Т 2
=190,2Нм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза. Размеры сечения вала (рисунок 9.7.) приведены с использованием таблицы 9.8. [3].
в) Амплитуды и максимальные касательные напряжения при частом реверсировании (симметричный цикл).
г) Амплитуда цикла нормальных напряжений изгиба
д) Средние нормальные могут возникнуть от осевой силы. Так как в принятых конструктивных исполнениях сила F a
не действует в сечении IV-VI, а передается ступицей червячного колеса над сечением, то – σ м
= 0, где А IV
– площадь вала в сечении IV-VI.
е) Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
где К σ
– эффективный коэффициент концентрации напряжений;
ε σ
– масштабный фактор для нормальных напряжений;
β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности (при R а
= 0,4…3,2 мкм принимают β=0,97…0,9);
Ψ σ
– коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений;
К σ
= 1,9 – для сечения вала с одной шпоночной канавкой при σ в
=880 МПа (по таблице 8.5. [3]);
ε σ
= 0,73– для легированной стали при d=40 мм по таблице 8.8. [3];
β = 0,96 – при шероховатости поверхности R а
= 0,8…мкм;
Ψ σ
= 0,15 – для легированной стали странице 300 [5].
ж) Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
где К τ
, ε τ
, ψ τ
– Коэффициенты, учитывающий влияние на касательные напряжения аналогичных факторов, что и для нормальных напряжений.
К τ
= 1,9 – для сечения вала с одной шпоночной канавкой при σ в
=880 МПа (по таблице 8.5. [3]);
ε τ
= 0,75 – для легированной стали;
β = 0,96 – при шероховатости поверхности R а
= 0,8…мкм;
ψ τ
= 0,1 – для легированной стали странице 300 [5].
з) Результирующий коэффициент запаса прочности.
При невыполнении условия прочности для вал-шестерни увеличивают диаметры рассматриваемых сечений. При невыполнении условия прочности для вала из стали 45, которая задается в предварительных расчетах, назначают новую более качественную легированную сталь или увеличивают диаметры.
9.9. Реакции опор и вращающие и изгибающие моменты тихоходного вала.
9.9.1. Составляющие силы от цепной передачи на вал (рисунок 9.3.).
F ц
z
= F ц
·sinα =6181,8·sin 30° = 3091 H
F ц
y
= F ц
·cosα =6181,8·cos 30° = 535 H
9.9.2. Реакции опор от сил в зацеплении колес и от цепной передачи.
9.6.2.1. При вращении входного вала против часовой стрелке.
Проверка ∑F Y
= 0; 2682+2449-10485+5354=0
Проверка ∑F Z
= 0; 3017-6309+201+3091=0
в) Результирующие радиальные реакции в опорах
г) Суммарная внешняя осевая сила действует в направлении опоры С, а подшипники установлены "враспор".
Проверка ∑F Y
= 0; 547+2449–8350+5354=0
Проверка ∑F Z
= 0; 390–6309+9010–3091=0
в) Результирующие радиальные реакции в опорах
г) Суммарная внешняя осевая сила действует в направлении опоры Д, а подшипники вала установлены "враспор".
9.6.3. Построение эпюр изгибающих моментов (рис 9.4.).
9.6.3.1. При вращении входного вала против часовой стрелке (рис 9.6,а).
Сечение VI слева – M VIZ
= 2682·146·10 -3
=391,6 Н·м
Сечение VI справа – M VIZ
= 2682·146·10 -3
– 2341 10 -3
=178 Н·м
Сечение С (VII) – M СZ
= 5354·85·10 -3
=455 Н·м
Сечение IV – M IVY
= 3017·146·10 -3
=440,5 Н·м
Сечение С (VII) – M СY
= 3091·85·10 -3
=262,7 Н·м
в) Максимальные изгибающие моменты в сечениях IV и V
9.6.3.2. При вращении входного вала по часовой стрелке (рис 9.5,б).
Сечение VI слева – M VIZ
= 547·146·10 -3
=79,9 Н·м
Сечение VI справа – M VIZ
= 546·146·10 -3
+ 2341 10 -3
=293,4 Н·м
Сечение С (VII) – M СZ
= 5354·85·10 -3
=455 Н·м
Сечение IV – M IVY
= 390·146·10 -3
=57 Н·м
Сечение С (VII) – M СY
= 3091·85·10 -3
=262,7 Н·м
в) Максимальные изгибающие моменты в сечениях IV и V
9.10.Расчет подшипников быстроходного вала.
9.10.1. Эквивалентная радиальная нагрузка.
V=1; K T
=1; K б
=1,8 (смотри раздел 9.4.1. расчета)
а) При вращении входного вала против часовой стрелке.
Так как в двух опорах Д и С использованы одинаковые радиальные шариковые подшипники № 211, то расчет производим только подшипника опоры "с", которая имеет наибольшею радиальную 10487 Н и осевую 2341 Н нагрузки.
Подшипник 211 имеет: d = 55 мм; Д = 100 мм; В = 21 мм; С = 43600 Н; С 0
= 25000 Н – статическая грузоподъемность.
Отношение . Этой величине (по таблице 9.18. [3]) соответствует е = 0,287 (получаем, интерполируя)
Отношение 0,223 < e. Следовательно, по таблице 9.18 [3] х=1 и у=0.
Для опоры С
; которая не воспринимает осевой нагрузки х=1 и у=0.
Отношение . Этой величине (по таблице 9.18. [3]) соответствует е = 0,287 (получаем, интерполируя)
Отношение 3,48 > e. При этом, по таблице 9.18 [3] х=0,56 и у=1,52.
(0,56·1·672+1,52·2341)·1,8·1=7082 Н
Следовательно, наиболее нагруженным является так же подшипник опоры С.
9.10.2. Эквивалентная нагрузка с учетом переменного режима работы.
9.4.3. Расчетная долговечность подшипников.
n 3
=47,6 мин -1
частота вращения тихоходного вала редуктора;
с=43600 Н – для шарикоподшипника № 211
Для частореверсивного привода с наиболее нагруженными подшипником опоры С (Р С
=14364 Н)
9.11. Проверочный расчет промежуточного вала на прочность.
Эскизное проектирование редуктора, в передачах которого использованы хорошие материалы с высокими показателями, показало компактность разработанной конструкции с относительно большими диаметрами тихоходного вала. С целью получения рациональной конструкции всего редуктора произведено уменьшение предварительно выбранных в разделах 7.2.5. и 7.3.3. При этом улучшено качество материала с предварительно принятой в расчетах стали 45 на легированную сталь 40Х.
Новые выбранные диаметры тихоходного вала: на участке VII под подшипником d VII
=55 мм; на участке VI под колесом d VI
=60 мм ; на участке VIII выходной части вала под муфтой d VIII
=50 мм.
9.11.1. Материал вала и предельные напряжения.
Материал – 40Х. Термообработка – улучшение. По таблице П2 [6] твердость 223…262 НВ, а временное сопротивление σ в
=655 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба для легированной стали 40Х.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений.
τ -1
= 0,58·σ -1
= 0,58·329 = 191 МПа
9.11.2. Сечение VI. В этим сечении вала (рисунок 9.6.) при частом реверсировании действует суммарной изгибающий момент =589,4 Нм и вращающий момент Т 3
=575,4 Нм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза. Размеры сечения вала (рисунок 9.8.) приведены с использованием таблицы 9.8. [3].
в) Амплитуды и максимальные касательные напряжения при частом реверсировании (симметричный цикл).
г) Амплитуда цикла нормальных напряжений изгиба
σ м
= 0, тек как F a
не действуют в сечении VI -VI.
е) Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
где К σ
– эффективный коэффициент концентрации напряжений;
ε σ
– масштабный фактор для нормальных напряжений;
β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности (при R а
= 0,4…3,2 мкм принимают β=0,97…0,9);
Ψ σ
– коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений;
К σ
= 1,75 – для вала с одной шпоночной канавкой при σ в
до 700 МПа (по таблице 8.5. [3]);
ε σ
= 0,68– для легированной стали при d=60 мм по таблице 8.8. [3];
β = 0,96 – при шероховатости поверхности R а
= 0,8…мкм;
Ψ σ
= 0,15 – для легированной стали странице 300 [5].
ж) Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
где К τ
, ε τ
, ψ τ
– Коэффициенты, учитывающий влияние на касательные напряжения аналогичных факторов, что и для нормальных напряжений.
К τ
= 1,6 – для вала с одной шпоночной канавкой при σ в
до 700 МПа (по таблице 8.5. [3]);
ε τ
= 0,68 – для легированной стали;
β = 0,96 – при шероховатости поверхности R а
= 0,8…мкм;
ψ τ
= 0,1 – для легированной стали странице 300 [5].
з) Результирующий коэффициент запаса прочности.
При невыполнении условия прочности для вал-шестерни увеличивают диаметры рассматриваемых сечений. При невыполнении условия прочности для вала из стали 45, которая задается в предварительных расчетах, назначают новую более качественную легированную сталь или увеличивают диаметры.
9.11.3. Сечение С (VII). В этим сечении действуют, независимости от направления вращения вала, суммарной изгибающий момент =525,4 Нм и вращающий момент Т 3
=575,4 Нм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
в) Амплитуды и максимальные касательные напряжения при частом реверсировании (симметричный цикл).
г) Амплитуда цикла нормальных напряжений изгиба
σ м
= 0, тек как F a
не действуют в сечении VII -VII.
е) Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
β = 0,97 – при шероховатости поверхности R а
= 0,8…мкм;
ж) Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
β = 0,97 – при шероховатости поверхности R а
= 0,8…мкм;
з) Результирующий коэффициент запаса прочности.
При невыполнении условия прочности для вал-шестерни увеличивают диаметры рассматриваемых сечений. При невыполнении условия прочности для вала из стали 45, которая задается в предварительных расчетах, назначают новую более качественную легированную сталь или увеличивают диаметры.
1. Методические указания и задания к курсовому проекту на тему "Привод конвейера" Мещерин В.Н. Абрамов В.Н. МГСУ 1994 г.
2. Методические указания к расчету зубчатых цилиндрических передач для студентов факультета механизации и автоматизации строительства Мещерин В.Н. Абрамов В.Н. МГСУ 1994 г.
3. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование детали машин. Машиностроение 1987 или 1979 год.
4. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. . Курсовое проектирование детали машин. Высшая школа 1990 год.
5. Иванов В.Н. Детали машин. Высшая школа 1991 год.
6. Абрамов В.Н. Мещерин В.Н. Проектирование привода машин. МГСУ 1998 г.

Название: Расчет валов редуктора
Раздел: Рефераты по технологии
Тип: реферат
Добавлен 10:22:38 02 августа 2005 Похожие работы
Просмотров: 3481
Комментариев: 20
Оценило: 7 человек
Средний балл: 4.4
Оценка: 4   Скачать

Как указывалось ранее, с целью уменьшения объема расчетов студентам допускается рассматривать только одно выбранное направление вращения валов частореверсируемого редуктора.
Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Если Вам нужна помощь с учебными работами, ну или будет нужна в будущем (курсовая, дипломная, отчет по практике, контрольная, РГР, решение задач, онлайн-помощь на экзамене или "любая другая" учебная работа...) - обращайтесь: https://clck.ru/P8YFs - (просто скопируйте этот адрес и вставьте в браузер) Сделаем все качественно и в самые короткие сроки + бесплатные доработки до самой сдачи/защиты! Предоставим все необходимые гарантии.
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Реферат: Расчет валов редуктора
Курсовая работа по теме Особенности заполнения декларации на товары при помещении под таможенную процедуру таможенного транзита
Реферат: Management Essay Research Paper IntroductionIn this report
Курсовая Работа Железобетонные Конструкции
Реферат: Обеспечение взаимодействия с ЭВМ на естественном языке
Доклад по теме Янцзы: о наводнениях и не только
Виды Ремонтных Работ Помещений Реферат
Курсовые Работы По Психологии Минск
Ответ на вопрос по теме Педагогическая наука
Изложение: Управление оборотными средствами предприятия
Написать Эссе На Тему Сильная Личность
Курсовая работа по теме Безналичные расчеты
Контрольная работа: Гражданское общество - политологический аспект. Скачать бесплатно и без регистрации
Дипломная Работа На Тему Образ России В Произведениях Александра Дюма И Жюля Верна
Дипломная работа: Формы и методы формирования знаний о здоровом образе жизни у школьников
Реферат Количество Листов
Доклад по теме «Сын отечества»
Реферат: Производство бетона
Реферат: Процессы урбанизации и их последствия
Контрольная Работа Обработка Текстовой Информации
Теории, учитывающие социальные и политические изменения.
Топик: Системы упражнений в диалогической речи на различных этапах обучения
Реферат: Происхождения и сущность государства
Реферат: Фтор