Расчет и проектирование коническо-цилиндрического редуктора

dд = t / sin 180/z = 229

где t = 50,8 – шаг цепи, z = 14 – число зубьев звездочки.

Нагрузка от муфты определяются по формуле

Fm = 0,2 · (2 · T3 /d д ) = 7250 Н

С достаточной точностью можно принять, что сила Fm приложена к тихоходному валу редуктора на расстоянии L6 = 1,5 · Lм = 225 мм от опоры Е.

Принимаем, что сила Fm действует в наиболее опасной плоскости XOZ, где наиболь

шие нагрузки на вал.

Рассмотрим плоскость XOZ.

{åMEХ = 0

FM · L6 – Ft4 · L4 + RKХ · (L4 + L5) = 0

åMKХ = 0

Ft4 · L 5 – REХ · (L4 + L5) + FM · (L4 + L5 + L6) = 0

å FХ = 0;

REХ - FM - Ft4 + RKХ = 20 000 + 7250 – 20585 – 7820 ≈ 0

Построение эпюры изгибающих моментов.

Участок 1:

åМZ1 = 0; FM · Z1 = МZ1

0 £ Z1 £ L 6

Z1 = 0 МZ1 = FM · 0 = 0

Z2 = L6 МZ1 = FM · L6 = 7250 · 0,225 = 1631,25 Н

Участок 2:

åМZ2 = 0; FM · (L6 + Z2) - REХ · z2 = Мz2

0 £ Z2 £ L4

Z2 = 0 åМZ2 = FM · L6 = 7250 · 0,225 = 1631,25 Н

Z2 = L4

МZ2=FM·(L6 + L4)-REХ·L4 = 7250·(0,225+0,1917)-20000·0,1917=-813 Н

Участок 3:

åМZ3 = 0;

FM · (L6 + L4 + z3) - REХ · (L4 + z3) - Ft4 ·Z3 = МZ3

0 £ Z3 £ L5

Z3 = 0

МZ3 = FM · (L6 + L4) - REХ · L4 = -813 Н

Z3 = L5

åМZ3 = FM · (L6 + L4 + L5) - REХ · (L4 + L5) + Ft4 · L5 = 0

Крутящий момент нагружает тихоходный вал на участке от зубчатого колеса до муфты и передается на вал барабана Т111 = 4152 Н·м

Суммарные радиальные нагрузки на опоры равны:

Суммарный изгибающий момент под зубчатым колесом:

4.7 Подбор подшипников

4.7.1 Быстроходный вал

Выбираем подшипник7212, e= 0,3 . Минимальный срок службы подшипника Lh = 10 000 часов. Осевая сила на валу Fа1 = 5222 Н направлена к опоре В. Осевые составляющие Si от действия радиальных сил [10, с. 216]

SА = 0,83 · е · FrA = 930 Н

SB = 0,83 · е · FrB = 2462

Здесь SА < SВ ; Fа1 = 5222 Н

Определяем расчетные осевые силы в опорах [10, с.217]: FаА = SА = 930 H

FаВ = SВ + Fа1 = 2462 + 5222 = 7684 Н

В данном случае, очевидно, что радиальная и осевая нагрузки больше в опоре В. Проверим долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры.

Определяем [10, с.212]

FаВ / V FrB = 0,66> e=0,3

Где V – коэффициент при вращении внутреннего кольца V=1, при вращении наружного V=1,2.

Находим коэффициенты радиальной Х и осевой нагрузки Y. По табл. 9.18 [10,с.402]. Х=0,4; Y=1,947

Эквивалентная нагрузка в опоре В [10,с.212]:

РВ=(X·V·FrB+Y· FaB)·Кб·Кт = (0,4 · 1 · 9888 + 1,95 · 7684) · 1 = 15000 Н

Кт =1 – температурный коэффициент [10, с.214].

Расчетная долговечность [9, с. 3]

Где С – динамическая грузоподъемность;

m – показатель степени (m = 3 для шариковых и m=10/3 для роликовых подшипников);

a1 – коэффициент долговечности;

a23 – коэффициент условий работы

В каталогах указаны значения С и коэффициента надежности S = 0,9;

a1=1. Если вероятность безотказной работы отличается от 0,9, то это учитывают коэффициентом a1 [9, с.3].

Значения коэффициентов условий работы a23 лежат в диапазоне

0,1 £ a23 £ 5 [9,с.3], при нормальных условиях смазывания (смазывание разбрызгиванием или консистентной смазкой) принимают a23 = 1.

Долговечность приемлема 10000 ч < Lн =11500≤ 36000 ч

Такой же подшипник установлен и в менее нагруженной опоре А.

4.7.2 Промежуточный вал

Проверяем долговечность выбранного подшипника 7313 (коэффициент осевого нагружения е = 0,3).

Осевая сила на валу Fа11 = Fа3 - Fа2 = 5160 – 1530 = 3630 Н

направлена к опоре D.

Осевые составляющие Si от действия радиальных сил [10, с. 216]

SС = 0,83 · е · FrC = 0,83 · 0,3 · 11357 = 2830 Н

SD = 0,83 · е · FrD = 0,83 · 0,3 · 16800 = 4183 Н

Определяем расчетные осевые силы в опорах [10, с.217]: FаC = SC = 2830 Н

FаD = SD + Fа11 = 4183 + 3630 = 7813 Н

В данном случае, очевидно, что радиальная и осевая нагрузки больше в опоре D. Проверим долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры.

Определяем:

FаD / V · FrD = 7813/16800=0,465 > е=0,31

Находим коэффициенты радиальной Х и осевой нагрузки Y.

По табл. 9.18 [10,с.402]. Х=0,4; Y=1,947

Эквивалентная нагрузка в опоре D [10,с.212]:

РD = (X · V · FrD + Y · FaD) · Кб · Кт = 21 916 Н

Расчетная долговечность:

Такой же подшипник установлен и в менее нагруженной опоре С.

4.7.3 Тихоходный вал

Осевая сила на валу F111 = Fа4 = 7725 Н и направлена к опоре Е

Определяем параметр [9,с.9]

l = L / dn = (159+74)/90=2,6<10

Где L – расстояние между опорами

L = L4 + L5

dn - внутренний диаметр подшипника.

Для валов малой жесткости l > 10 рекомендуется использовать двухрядные сферические шарико- и роликоподшипники [9,с.9] . Считаем , что осевая сила воспринимается более нагруженным подшипником, тогда [9,с.9]

f = Fа4 / Fr = Fа111 / FrЕ = 7725/20220=0,35<0,35

Где Fr – радиальная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник.

Со = 300000

Составляем отношение

Fа / Со = 0,0746

и определяем параметр осевого нагружения [9, с.14]

е = 0,518 · (Fа /Со ) 0,24 = 0,278

Сравниваем f и е

Эквивалентная нагрузка в опоре Е

РЕ = (X · V · FrE +Y · FaE ) · Кб · Кт = 30000 Н

Определяем расчетную долговечность:

4.8 Уточненный расчет валов

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициента прочности в опасном сечении и сопоставлении его с допускаемым значением [9, с. 20]

S = Ss · St / (Ss2+St2)1/2 ³ [S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности, рекомендуется принимать [S] =2,5;

Ss и St - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

4.8.1 Быстроходный вал

Значения Ss и St определяются по формулам [9,с. 20]

Ss = s-1 / (sа · КsD / KCs + ys sm),

St = t-1 / (ta · KtD / KCt + yt tm)

Где s-1 , t-1 - пределы выносливости стали при изгибе и кручении,

KCs , KCt - коэффициенты долговечности,

ys yt - коэффициенты ассиметрии циклов;

sа и ta – амплитудные, sm tm - средние значения нормальных и касательных напряжений;

КsD KtD - приведенные эффективные коэффициенты концентрации напряжений в детали. Предел выносливости зависит от предела прочности материала вала

sВ и определяется по формулам [9,с.20]:

s-1 = 0,43 · sВ - для углеродистых сталей;

s-1 = 0,35 · sВ + 100 - для легированных сталей;

t-1 = 0,58 · s-1.

Материал быстроходного вала сталь 40ХН ГОСТ 4543-71

 Скачать реферат