7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

В соответствии с табл.5 наиболее опасным является сечение 3-3 тихоходного вала, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.

Исходные данные для расчета:

МИэкв= 89Нм;

МИ=79Нм;

Т3-3=42,5Нм;

dв=35мм;

в=10мм – ширина шпонки,

t=5мм – глубина шпоночного паза,

l=22мм – длина шпонки.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.

Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [σ-1]и=60МПа:

мм; 35>20.

Условие соблюдается.

Определяем напряжения изгиба:

σии/W;

где W – момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]:

;

мм3;

σи=79000/3566=22Н/мм2.

При симметричном цикле его амплитуда равна:

σа= σи =22Н/мм2.

Определяем напряжения кручения:

τк3-3/Wк;

где Wк – момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]:

;

мм3;

τк=42500/7775=5,4Н/мм2.

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

τа= τк /2=5,4/2=2,7Н/мм2.

Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала [4, с.258]:

σ)D=( Кσd+ КF-1)/ Кy; (Кτ)D=( Кτd+ КF-1)/ Кy; (7.1)

где Кσ и Кτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, по табл.11.2 [4] выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой Кσ =1,6, Кτ =1,4;

Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по табл.11.3 [4] выбираем Кd =0,75;

КF- коэффициент влияния шероховатости, по табл.11.4 [4] выбираем для шероховатости Rа=1,6 КF=1,05;

Кy - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.4 [4] выбираем для закалки с нагревом ТВЧ Кy =1,5.

Подставив значения в формулы (7.1) получим:

σ)D=( 1,6/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,45;

τ)D=( 1,4/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,28.

Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:

-1)D-1/(Кσ)D; (τ-1)D-1/(Кτ)D; (7.2)

где σ-1 и τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, по табл.3. [4] σ-1 = 380Н/мм2 , τ-1 ≈0,58 σ-1 =220Н/мм2;

 (σ-1)D=380/1,45=262Н/мм2; (τ-1)D=220/1,28=172 Н/мм2.

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям 4, c263]:

sσ=(σ-1)D/ σа; sτ=(τ-1)D/ τа. (7.3)

sσ=262/ 22=12; sτ=172/ 2,7=63,7.

Определяем общий коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям [4, c263]:

(7.4)

где [s]=1,6…2,1 – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Сопротивление усталости вала в сечении 3-3 обеспечивается, расчет остальных валов не проводим, т.к. расчет проведен на самом опасном сечении, и коэффициент запаса прочности значительно превышает допустимый.


8 Выбор и проверочный расчет подшипников

Предварительно выбранные подшипниками с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.7.

Таблица 7 Параметры выбранных подшипников

Быстроходный вал Промежуточный вал Тихоходный вал
101 105 106
d, мм 12 25 30
D, мм 28 47 55
В, мм 8 12 13
С, кН 5,07 11,2 13,3

Со, кН

2,24 5,6 6,8

RА, Н

323 405 2118

RБ, Н

117 1419 774

Подшипники устанавливаем по схеме «враспор». Пригодность подшипников определяем по условиям [4, c.129]:

Ср≤С; Lр≥Lh;

где Ср – расчетная динамическая грузоподъемность;

Lh – требуемая долговечность подшипника, для зубчатых редукторов Lh =10000ч.

; [4, c.129] (8.1)

где ω – угловая скорость соответствующего вала (см. табл.1);

m=3 для шариковых подшипников;

RЕ – эквивалентная динамическая нагрузка, при отсутствии осевых усилий [4, табл.9.1]:

RЕ=V×RАКδКτ (8.2)

где Kd - коэффициент безопасности; Kd =1,1…1,2 [4, табл.9.4]. Принимаем Kd =1,1.

V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1

Kτ – температурный коэффициент; Kτ =1 (до 100ºС) [4, табл.9.4].

Определяем расчетную долговечность подшипников в часах [4, c.129]:

(8.3)

Подставив значения в формулы (8.1)-(8.3) проверяем подшипники.

Для быстроходного вала:

RЕ=323х1,1=355Н;

  - условие выполняется;

- условие выполняется.

Для промежуточного вала:

RЕ=1419х1,1=1560Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для тихоходного вала:

RЕ=2118х1,1=2330Н;

- условие выполняется.

- условие выполняется.

Окончательные параметры подшипников приведены в табл.7.

Параметры выбранных подшипников

9 Выбор масла, смазочных устройств

 

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис.10):

hм max £ 0.25d2 = 0.25×102 = 25,5мм;

hм min= 2×m = 2×1,5 = 3мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Рис.10 Схема определения уровня масла в редукторе

Объем масляной ванны принимаем из расчета 0,5 л на 1кВт передаваемой мощности V = 0,5×Nдв = 0,5×0,25 = 0,125 л.

Контроль уровня масла производится жезловым маслоуказателем, который ввинчивается в корпус редуктора при помощи резьбы. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку в верхней части корпуса.

Выбираем смазочный материал. Для этого ориентировочно рассчитаем необходимую вязкость:


где ν50 – рекомендуемая кинематическая вязкость смазки при температуре 50°С;

ν1 =170мм2/с – рекомендуемая вязкость при v=1м/с для зубчатых передач с зубьями без термообработки;

v=1,2м/с – окружная скорость в зацеплении

Принимаем по табл.10.29 [4] масло И-220А.

И для шестерни, и для зубчатого колеса выберем манжетные уплотнения типа 1 из ряда 1 по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.


Список использованной литературы

 

1. Основы конструирования: Методические указания к курсовому проектированию/ Сост. А.А.Скороходов, В.А Скорых.-СПб.:СПбГУКиТ, 1999.

2. Дунаев П.Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.

3. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Детали машин и основы конструирования, Минск: «Вышейшая школа», 2000.

4.  Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк., 1991

5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999


Информация о работе «Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный»
Раздел: Промышленность, производство
Количество знаков с пробелами: 26927
Количество таблиц: 8
Количество изображений: 11

Похожие работы

Скачать
27067
7
11

... 281 59,4 -79% σF2 257 55 -78% 4. Расчет быстроходной ступени привода Межосевое расстояние для быстроходной ступени с учетом того, что редуктор соосный и двухпоточный, определяем половину расстояния тихоходной ступени: а=d2-d1; а=84-14=70мм. Из условия (3.2) принимаем модуль mn=1,5мм Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]: zΣ=2а/mn; ...

Скачать
40289
11
4

... и организации процесса контроля. Статус контроля В данном курсовом проекте техническим заданием предусмотрена разработка этапов процесса приемочного контроля детали редуктора цилиндрического соосного двухступенчатого двухпоточного – зубчатое колесо и активный контроль на операции шлифование отверстия. Методы активного и приемочного контроля взаимно дополняют друг друга, сочетаются. Активный ...

Скачать
60840
2
6

... для дефлекторных насадок равен 0, 8...0, 9. Половинчатые или щелевые насадки применяют, если нужно получить односторонний полив. Рис. 1 Рабочие органы дожде­вальных машин и установок: а, б, в и г — короткоструйные насадки: дефлекторная, половинчатая, щелевая, центробежная; е — еднеструйный и дальнеструйный дождевальные аппараты; 1—дефлектор; 2 — корпус; 3—верхняя Крышка; 4 — ...

0 комментариев


Наверх