Определяем допускаемые значения для колеса
МПа
Ориентировочная оценка КПД редуктора
Допускаемая мощность, которую передаёт ремень в заданных условиях эксплуатации
Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора. Определяем расчётный диаметр вала в месте посадки муфты
Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала (используя формулы сопромата)
Проектный расчет тихоходного вала
Расчет вала на выносливость
Рассчитаем долговечность назначенного подшипника 208 С
Навигация
Расчет вала на выносливость
Редуктор цилиндрический
33206
знаков
0
таблиц
3
изображения
6.4. Расчет вала на выносливость
Примем, что нормальные напряжения осей изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные осей кручения – по пульсирующему циклу. Определим коэффициент запаса прочности для опасного сечения вала и сравним с допускаемым значением запаса. Прочность соблюдается при
S > [S] = 1,5…2,0.
Коэффициенты запаса определяются по формулам:
,
где 
- коэффициенты запаса соответственно по нормальным и касательным напряжениям. Они определяются по формулам:
; 
,
где 
- пределы выносливости материала вала; 
- амплитуда и среднее напряжение циклов нормальных и касательных напряжений. Для симметричного цикла нормальных напряжений 
= 0; 
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений; 
- масштабные факторы; 
- коэффициенты качества поверхности, принимаем равным единице; 
- коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла.
Проверим на выносливость ведомый (тихоходный) вал, так как крутящий момент этого вала наибольший.
Материал вала – сталь 45, нормализация 
= 570МПа; 
= 246МПа; 
= 142МПа.
Рассмотрим сечение под подшипникам на него действуют изгибающие и крутящие моменты. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой подшипника.
Суммарный изгибающий момент:
.
Моменты сопротивления изгибу и кручению:
;
.
Коэффициенты понижения пределов выносливости:
= 1 (шлифование); 
.
Амплитуда нормальных напряжений:
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
.
Определяем коэффициенты запаса прочности:
;
;
.
В рассматриваемом случае условие S > [S] = 1,5…2,0 выполняется.
7. Выбор и расчет подшипников
7.1. Выбор подшипников быстроходного вала
Исходные данные: радиальные нагрузки на подшипники FrA=260Н, FrB=2145Н; внешняя осевая нагрузка Fa1= 0H; частота вращения вала п1=735об/мин; диаметр вала под подшипниками dn=25мм; расстояние между подшипниками l=104мм; требуемый ресурс подшипников [Lh]=15000 ч; режим работы – умеренные толчки; температура подшипникового узла t<100˚С.
1. На подшипники действуют радиальные усилия, поэтому назначаем радиальные однорядные шарикоподшипники по ГОСТ 8338-75 как наиболее распространенный тип подшипников для передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами.
2. Выбираем схему установки подшипников.
Схема установки радиально подшипников (в распор, в растяжку, со сдвоенной опорой) назначается в зависимости от вида подшипников (шариковые или роликовые), его внутреннего диаметра dn и расстояния между подшипниками l.
В нашем случае при dn=25мм и l=104мм принимаем схему установки подшипников «в распорку», для шарикоподшипников
.
3. Назначаем типоразмер подшипника. Исходя из того, что диаметр вала под подшипник равен dn=25мм, назначаем шарикоподшипник легкой серии: типоразмер 205, имеющий dn=25мм, D = 52 мм, динамическую грузоподъемность С = 14кН, статическую грузоподъемность С0 = 7кН.
 |
4. Определяем основные составляющие радиальных нагрузок на подшипники.
Для шарикоподшипников
,
где 
определяется по таблице (в нашем случае, для подшипника 205 имеем е = 0,19); 
- радиальная нагрузка на подшипник.
В нашем случае
;
.
Находим значения осевых нагрузок.
В нашем случае
,
следовательно,
;
.
5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку FЭ. При переменном режиме нагружения, заданном графиком (см. задание), для подшипников редуктора имеем
,
где коэффициент долговечности
.
В нашем случае коэффициент долговечности
.
Номинальная эквивалентная нагрузка 
определяется по зависимости
.
Здесь 
- кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника = 1.
Коэффициент безопасности 
, определяем по рекомендации [4 стр. 339] в зависимости от характера работы. При нагрузке с умеренными толчками принимаем = 1,4.
Температурный коэффициент 
, вводимый при температуре подшипникового узла t<100˚C, температурный коэффициент = 1 при t<100˚C.
и 
- радиальная и осевая нагрузки на подшипники, возникающие при действии номинального момента Tном.
X,Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения 
.
В нашем случае для подшипника I (подшипник А) имеем
.
Тогда XI = 1; YI = 0 (был принят ранее по каталогу).
Для подшипника II (подшипник В) аналогично
Таким образом,
.
.
Так как наиболее нагруженным оказался подшипник II (опора В), то все дальнейшие расчеты будим производить для этого подшипника.
6. Рассчитаем долговечность назначенного подшипника 208 В
.
Для шарикоподшипников принимают р = 3.
Коэффициент, учитывающий совместное влияние качества метала и условие эксплуатации (смазка, перекос подшипника),а23=0,75 зависит от типа подшипника и расчетных усилий.
Коэффициент а1 =1, зависит от уровня надежности Р (вероятности безотказной работы).
7.2. Выбор подшипников тихоходного вала
Исходные данные: радиальные нагрузки на подшипники FrС= 3255Н, FrD=1514Н; частота вращения вала п2=215об/мин; диаметр вала под подшипниками dn=40мм; расстояние между подшипниками l=101мм; требуемый ресурс подшипников [Lh]=15000 ч; режим работы – умеренные толчки; температура подшипникового узла t<100˚С.
1. На подшипники действуют радиальные усилия, поэтому назначаем однорядные радиальные шарикоподшипники по ГОСТ 8338-75 как наиболее распространенный тип подшипников для передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами.
2. Выбираем схему установки подшипников.
Схема установки радиальных подшипников (в распор, в растяжку, со сдвоенной опорой) назначается в зависимости от вида подшипников (шариковые или роликовые), его внутреннего диаметра dn и расстояния между подшипниками l.
В нашем случае при dn=40мм и l=101мм принимаем схему установки подшипников «в распор», для шарикоподшипников
.
3. Назначаем типоразмер подшипника. Исходя из того, что диаметр вала под подшипник равен dn=40мм, назначаем шарикоподшипник легкой серии: типоразмер 208, имеющий dn=40мм, D = 80 мм, динамическую грузоподъемность С = 25,2кН, статическую грузоподъемность С0 = 17,8кН.
 |
4. Определяем основные составляющие радиальных нагрузок на подшипники.
Для шарикоподшипников
,
где определяется по таблице (в нашем случае, для подшипника 208 имеем е = 0,19); - радиальная нагрузка на подшипник.
В нашем случае
;
.
Находим значения осевых нагрузок .
В нашем случае
,
следовательно,
;
.
5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку FЭ. При переменном режиме нагружения, заданном графиком (см. задание), для подшипников редуктора имеем
,
Где выбор номинальной эквивалентной нагрузки и где коэффициента долговечности
был описан ранее
Таким образом,
.
.
Так как наиболее нагруженным оказался подшипник I (опора С), то все дальнейшие расчеты будим производить для этого подшипника.
Похожие работы
... линии заготовка устанавливается на конвейере, перемещающемся от одной обрабатывающей головки к другой. При обработке на автоматической линии установочной базой является поверхность 5. Технологический процесс изготовления крышки корпуса построен таким образом, что принцип постоянства баз выполняется. 2.6 Технологический маршрут и план изготовления детали При составлении технологического ...
... напряжение 8,6 Длина ремня 900 Начальное напряжение ремня 73 Угол обхвата 153° Сила давления ремня на вал 426 Расчет составляющих усилий в зацеплении Для первой ступени (цилиндрическая, прямозубая): На колесе. Окружная сила: Н Радиальная сила: Н где На шестерне: Окружная сила: Н Радиальная сила: Н Для второй ступени (цилиндрическая, косозубая): На колесе ...
... или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах. Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора (по ГОСТ 2185—66) Uвых = 12,5. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь и < 6. 2.Сварные соединения Термины и определения основных понятий в области сварки устанавливает ГОСТ ...
... a2= m(z1+z2)/2= 0,3(24+49)/2= 10,95 a3= m(z1+z2)/2= 0,3(24+54)/2= 11,7 a4= m(z1+z2)/2= 0,3(24+55)/2= 11,85 a5= m(z1+z2)/2= 0,3(24+68)/2= 13,8 Определим ширину венца: b= (3…15)m= 10·0,3= 3 Определим высоту зуба: h= 2,5m= 2,5·0,3= 0,75 5. Разработка конструкций редуктора Разработка конструкции состоит в расчете и выборе его элементов: зубчатые колеса, валы, подшипники и корпуса. ...
0 комментариев