Редуктор. Пояснительная записка. Рисунок 1 Кинематическая схема привода
![]()
|
9 Проверочные расчеты валов 9.1 Определение реакций в опорах подшипников промежуточного вала ![]() ![]() ![]() C A B Действующие силы: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 204,31 248,5 204,31 Ft2 64,29 39,55 30,39 14,30 39,55 30,39 Fr2 d2 Fa3 Ft3 Fr3 d3 Ft3 Fr3 Fa3 d3 -64,29 ![]() Рисунок 9.1 – Расчетная схема промежуточного вала а) Вертикальная плоскость. Определяем опорные реакции ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Проверка ![]() ![]() ![]() Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях (рисунок 9.1) б) Горизонтальная плоскость Определяем опорные реакции ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Проверка ![]() ![]() ![]() Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях (рисунок 9.1) Определяем суммарные радиальные реакции ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении ![]() ![]() Определим эквивалентные моменты в сечениях по формуле: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «улучшение». σв = 880 МПа. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Окончательно принимаем: ![]() ![]() ![]() 9.2 Определение реакций в опорах подшипников быстроходного вала ![]() ![]() ![]() C A B Действующие силы: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 29,46 100,92 16,23 Fм Fa1 d1 33,78 Fr1 Ft1 ![]() Рисунок 9.2 – Расчетная схема быстроходного вала а) Вертикальная плоскость. Определяем опорные реакции ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Проверка ![]() ![]() ![]() Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях (рисунок 9.2) б) Горизонтальная плоскость Определяем опорные реакции ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Проверка ![]() 1473,1-800,96-392,28-279,86=0; ![]() Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях (рисунок 9.2) Определяем суммарные радиальные реакции ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении ![]() ![]() Определим эквивалентные моменты в сечениях по формуле: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «улучшение». σв = 880 МПа. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Окончательно принимаем: ![]() ![]() ![]() 9.3 Определение реакций в опорах подшипников тихоходного вала ![]() ![]() ![]() C A B Действующие силы: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Ft4 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 461,1 210,90 294,06 504,96 -26,64 6,23 26,64 59,50 Ft4 Fa4 Fr4 d4 230,6 Fоп Fa4 Fr4 d4 ![]() Рисунок 9.3 – Расчетная схема тихоходного вала а) Вертикальная плоскость. Определяем опорные реакции ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Проверка ![]() ![]() ![]() Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях (рисунок 9.3) б) Горизонтальная плоскость Определяем опорные реакции ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Проверка ![]() ![]() ![]() Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях (рисунок 9.3) Определяем суммарные радиальные реакции ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении ![]() ![]() Определим эквивалентные моменты в сечениях по формуле: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «улучшение». σв = 880 МПа. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Окончательно принимаем: ![]() ![]() ![]() 10. Уточненный расчет валов Проверочный расчет отражает разновидности цикла напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материалов, размеры, форму и состояние поверхности валов. Цель расчета – определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала сравнить их с допускаемыми. ![]() 10.1 Расчет быстроходного вала Определяем нормальные напряжения в опасном сечении ![]() где М – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении; Wнетто – осевой момент сопротивления сечения вала; ![]() ![]() ![]() Определяем касательные напряжения в опасном сечении ![]() где Мк – крутящий момент; ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении ![]() ![]() Вал удовлетворяет условию прочности. 10.2 Расчет промежуточного вала Определяем нормальные напряжения в опасном сечении ![]() где М – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении; Wнетто – осевой момент сопротивления сечения вала; ![]() ![]() ![]() Определяем касательные напряжения в опасном сечении ![]() где Мк – крутящий момент; ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении ![]() ![]() Вал удовлетворяет условию прочности. 10.3 Расчет тихоходного вала Определяем нормальные напряжения в опасном сечении ![]() где М – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении; Wнетто – осевой момент сопротивления сечения вала; ![]() ![]() ![]() Определяем касательные напряжения в опасном сечении ![]() где Мк – крутящий момент; ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении ![]() ![]() Вал удовлетворяет условию прочности. 11. Проверочный расчет подшипников 11.1 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала По результатам проектирования были выбраны шариковые радиальные однорядные подшипники 304 по ГОСТ 8338-75. ![]() Определяем коэффициент влияния осевого нагружения, исходя из типа выбранного подшипника ![]() Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем осевые нагрузки подшипников ![]() ![]() ![]() Вычисляем отношения ![]() ![]() По результатам сопоставлений выбираем соответствующую формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки ![]() RE1=V·Rr1·Kσ·Kt; (11.4) ![]() RE2=(X·V·Rr2+YRa2)·Kσ·Kt; (11.5) RE1=1·844,63·1,1·1,0=929,09 Н. RE2=(0,56·1·475,13+2,3·160,48)·1,1·1,0=698,69 Н. Ведем расчет по первому нагруженному подшипнику. Определяем динамическую грузоподъемность по формуле ![]() где n = 2910 об/мин – частота вращения внутреннего кольца подшипника; m = 3 – показатель степени; а1 = 1 – коэффициент надежности; а23 = 0,7 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипников и качество его эксплуатации; Lh = 18000 ч. – долговечность подшипника; RE – эквивалентная динамическая нагрузка; ![]() Определяем базовую долговечность ![]() ![]() Подшипник пригоден. 11.2 Проверочный расчет подшипников промежуточного вала По результатам проектирования были выбраны роликовые конические однорядные подшипники 7206А по ГОСТ 27365-87. ![]() Определяем коэффициент влияния осевого нагружения, исходя из типа выбранного подшипника ![]() Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем осевые нагрузки подшипников ![]() ![]() ![]() Вычисляем отношения ![]() ![]() По результатам сопоставлений выбираем соответствующую формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки ![]() RE1=V·Rr1·Kσ·Kt; (11.11) ![]() RE2=(X·V·Rr2+YRa2)·Kσ·Kt; (11.12) RE1=1·3153,11·1,1·1,0=3468,42 Н. RE2=(0,4·1·3153,11+1,65·1278,32)·1,1·1,0=3707,52 Н. Ведем расчет по второму нагруженному подшипнику. Определяем динамическую грузоподъемность по формуле ![]() где n = 646,67 об/мин – частота вращения внутреннего кольца подшипника; m = 3,33 – показатель степени; а1 = 1 – коэффициент надежности; а23 = 0,7 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипников и качество его эксплуатации; Lh = 18000 ч. – долговечность подшипника; RE – эквивалентная динамическая нагрузка; ![]() Определяем базовую долговечность ![]() ![]() Подшипник пригоден. 11.3 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала По результатам проектирования были выбраны роликовые конические однорядные подшипники 7208А по ГОСТ 27365-87. ![]() Определяем коэффициент влияния осевого нагружения, исходя из типа выбранного подшипника ![]() Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем осевые нагрузки подшипников ![]() ![]() ![]() Вычисляем отношения ![]() ![]() По результатам сопоставлений выбираем соответствующую формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки ![]() RE1=V·Rr1·Kσ·Kt; (11.18) ![]() RE2=V·Rr2·Kσ·Kt; (11.19) RE1=1·3126,18·1,1·1,0=3438,80 Н. RE2=1·7875,09·1,1·1,0=8662,60 Н. Ведем расчет по второму нагруженному подшипнику. Определяем динамическую грузоподъемность по формуле ![]() где n = 182,16 об/мин – частота вращения внутреннего кольца подшипника; m = 3,33 – показатель степени; а1 = 1 – коэффициент надежности; а23 = 0,7 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипников и качество его эксплуатации; Lh = 18000 ч. – долговечность подшипника; RE – эквивалентная динамическая нагрузка; ![]() Определяем базовую долговечность ![]() ![]() Подшипник пригоден. |