Эскизная компоновка редуктора

4. Эскизная компоновка редуктора

4.1 Определение диаметров участков вала

а) для быстроходного вала:

.

Принимаем  (таблица 19.1/1/)

Под подшипник (конический хвостовик – формула 3.2/1/).

(таблица 3.1/2/).

.

Диаметр буртика подшипника:

r = 3 мм.

б) для тихоходного вала:

Принимаем .

Под подшипник

(таблица 3.1/2/).

.

Диаметр буртика подшипника:

r = 3 мм.

 

4.2 Расстояние между деталями передач

Зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса.

По формуле 3.5/1/

L = 2∙a = 2∙250 =500 мм.

Принимаем а = 10 мм.

Расстояние между колесом и днищем редуктором.

.

4.3 Длины участков валов

а) для тихоходного вала:

–длина ступицы:  ;

–длина посадочного конца вала: .

–длина промежуточного участка: .

–длина цилиндрического участка: .

Наружная резьба конического конца вала (формула 3.9/1/)

.

По таблице 19.6/1/ выбираем [М42Х1,5].

Длина резьбы: (/1/,стр.41).

б) для быстроходного вала:

–длина посадочного конца вала: .

–длина промежуточного участка: .

–длина цилиндрического участка: .

Наружная резьба конического конца вала (формула 3.9/1/)

.

По таблице 18.12/1/ выбираем [М33Х2,0].

Длина резьбы:  (/1/,стр.41).

5. Расчет валов редуктора

5.1 Определение реакций в опорах валов Тихоходный вал а)В горизонтальной плоскости: Проверка: -5001,358+4589,858-3894,617+4306,117=0
Сечение "А" Сечение"В" в)В вертикальной плоскости: Проверка: ; -1779,761-1754,802+3534,563=0; Сечение "А" Сечение "В" Нм в)Определение суммарных изгибающих моментов Сечение "B" Сечение "A" Быстроходный вал В горизонтальной плоскости

Рисунок41.Построение эпюр моментов для тихоходного вала
Проверка: -3393,737+4723,896-1685,74+355,581=0 В вертикальной плоскости: Проверка: ; 396,624-1806,048+1409,424=0; 5.2 Проверочный расчет вала Запас усталостной прочности в опасных сечениях ³ [s] = 1,5,
где - запас сопротивления усталости только по изгибу; запас сопротивления усталости только по кручению. В этих формулах: s_-1 и t_-1 – пределы выносливости материала вала, МПа; s_а и t_а – амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа; s_m и t_m – постоянные составляющие циклов напряжений, МПа; y_s и y_t - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости; К_s и К_t - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении; К_d – масштабный фактор; К_F – фактор шероховатости. Назначаем материал вала: Сталь 40, s_В = 700 МПа. s_-1 = (0,4… 0,5) s_В = 280…350 МПа. Принимаем s_-1 = 300 МПа. t_-1 = (0,2… 0,3) s_В = 140…210 МПа. Принимаем t_-1 = 150 МПа. Принимаем y_s = 0,1 и y_t = 0,05 (с. 264, /1/), К_d = 0,72 (рис. 15.5, /1/) и К_F = 1 (рис. 15.6, /1/). Сечение В: d = 60 мм, М = 361,332*10³ Н*мм, Т = 970755 Н*мм.   Принимаем К_s = 1,7 и К_t = 1,4 (табл. 15.1, /1/). Запас усталостной прочности в сечении В обеспечен. Сечение С: d = 70 мм, М = 336,178 Н*мм, Т = 970,755 Н*мм.   Принимаем К_s = 1,7 и К_t = 1,4 (табл. 15.1, /1/).
Запас усталостной прочности в сечении С обеспечен.  
6. Подбор и расчет подшипников

Для косозубой цилиндрической передачи назначаем радиальный шариковый однородный подшипник.

Назначаем по ГОСТ 8338-75 (таблица 19.18/1/)

– для быстроходного вала № 209 b=19 мм;

– для тихоходного вала № 212 b=22 мм.

Схема установки – враспор.

6.1 Выбор подшипника. для тихоходного вала Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии, условное обозначение 212со следующими характеристиками: Внутренний диаметр подшипника, d =60 мм; Наружный диаметр подшипника, D =110 мм; Ширина подшипника, B = 22 мм; Фаска подшипника, r = 2,5 мм; Динамическая грузоподъемность: C_r = 52 кН Статическая грузоподъемность: С_о =31 кН Расчет подшипника по статической грузоподъемности Определяем ресурс подшипника n=38,217об/мин p=3
a₁=1 – коэффициент надежности a₂=0.75 – коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации Находим отношение По таблице16.5 /2/ находим параметр осевой нагрузки: е = 0,42 При коэффициенте вращения V=1 (вращение внутреннего кольца подшипника) Находим отношение: По таблице 16.5 /2/: Коэффициент радиальной силы Х = 1 Коэффициент осевой силы Y = 0 Находим эквивалентную динамическую нагрузку: Р_r = (Х^.V^.F_r + Y^.F_a)^. К^. К_б (формула 16.29/2/) По рекомендации к формуле 16.29 /2/: К = 1 – температурный коэффициент; К_б = 1,4 – коэффициент безопасности; Р_r = 1*6124,272*1^.*1,4 = 8573,982Н
Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):

где L – ресурс, млн.об.

a₁ – коэффициент надежности

a₂–коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

p=3 (для шариковых)

а₁ = 1 ( рекомендация стр.333/2/)

а₂ = 0,75 (табл. 16.3 /2/);

 (формула 16.28/2/)

L_h= 10000 ч (табл. 16.4/2/)

млн.об.

  6.2 Выбор подшипника. для быстроходного вала Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники тяжелой серии, условное обозначение 209 со следующими характеристиками: Внутренний диаметр подшипника, d = 45 мм; Наружный диаметр подшипника, D =85 мм; Ширина подшипника, B = 19 мм; Фаска подшипника, r = 2 мм; Динамическая грузоподъемность: C_r = 33,2 кН Статическая грузоподъемность: С_о =18,6 кН Расчет подшипника по статической грузоподъемности Определяем ресурс подшипника n=214,286 об/мин P_r = XVF_rx К_б x К_т (16.29 [2]) Для чего находим суммарную радиальную реакцию в опоре А: При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника) При этом по табл. 16.5 [2]: Коэффициент радиальной силы Х = 1 По рекомендации к формуле 16.29 [2]: К = 1 - температурный коэффициент; К_б = 1,4 - коэффициент безопасности; Р_r = 1 х 1 х 3674,769 х 1,4 х 1 =5144,677Н

где L – ресурс, млн.об.

a₁ – коэффициент надежности

a₂–коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

p=3 (для шариковых)

а₁ = 1 ( рекомендация стр.333/2/)

а₂ = 0,75 (табл. 16.3 /2/);

 (формула 16.28/2/)

L_h= 10000 ч (табл. 16.4/2/)

млн.об.