Опоры промежуточного вала

1 234

Из предыдущих расчетов: Н, Н, Н, Н, Н, Н, мм, мм, мм, мм, мм (см. рис.2).

Реакции опор (рис.4):

в плоскости xz

Н;

проверка:

в плоскости yz

проверка:

Суммарные реакции опор:

Н;

Эквивалентная нагрузка

в которой Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности [1, табл.15.11]; [1, табл.15.12].

Рисунок 4 – Расчетная схема и эпюры силовых факторов

промежуточного вала редуктора

Отношение , этой величине соответствует е = 0,20 [1, табл.15.9].

Рассмотрим подшипник опоры 3. < e, поэтому не следует учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 1,0, Y = 0

Н.

Рассмотрим подшипник опоры 4. > e, поэтому не следует учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 1,0, Y = 0 [1, табл.15.9].

Н.

Так как > , расчет долговечности подшипников проводим по опоре 3.

млн об.

Расчетная долговечность в часах

ч,

что больше ресурса привода ч (см. п.3.1.1) и минимальной долговечности подшипников для зубчатых редукторов по ГОСТ 16162― 85 [1, табл.15.14].

Опоры тихоходного вала

Из предыдущих расчетов: Н, Н, Н (см. п.3.2.4), мм, мм, мм, мм (см.рис.2).

Нагрузка на вал от муфты

Реакции опор (рис.5):

в плоскости xz

Н;

проверка:

Рисунок 5 – Расчетная схема и эпюры силовых факторов

тихоходного вала редуктора

в плоскости yz

проверка:

Реакции опор от силы (рис.3, е), направление которой на рисунке показано условно, так как муфта вращается:

проверка:

Суммарные реакции опор

Н;

Эквивалентная нагрузка

в которой Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности [1, табл.15.11]; [1, табл.15.12].

Отношение , этой величине соответствует е = 0,25 [1, табл.15.9]. Рассмотрим подшипник опоры 5. > e, поэтому не следует учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 1,0, Y = 0.

Н.

Рассмотрим подшипник опоры 6. <e, поэтому не следует учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 1,0, Y =0.

Н.

Так как > , расчет долговечности подшипников проводим по опоре 6.

млн об.

Расчетная долговечность в часах

ч,

Конструктивная компоновка редуктора

Используем чертеж эскизной компоновки (см. рис.2). На данном этапе компоновки необходимо конструктивно рассмотреть основные детали редуктора, что будет затем использовано при проверочном расчете валов на прочность и оформлении сборочного чертежа.

Схема смазки зацепления и подшипников принята в п.3.7. В нижней части корпуса устанавливаем пробку для спуска масла [1, табл.17.2] и жезловый маслоуказатель [1, табл.17.9].

Конструкция корпуса должна обеспечить сборку редуктора. Геометрические размеры некоторых элементов корпуса определены в п.3.6, а остальных принимаем конструктивно. Основные конструктивные размеры валов и зубчатых колес определены в п.3.3 и 3.5. Для фиксации зубчатых колес в осевом направлении предусматриваем заплечики вала с одной стороны и и установку распорной втулки с другой; место перехода вала под распорной втулкой смещаем на 2…3 мм внутрь ступицы колеса с тем, чтобы гарантировать прижатие торца втулки к торцу ступицы колеса, а не к галтели вала. Крышки подшипниковых узлов на валах с одной стороны глухие, а с другой (на быстроходном и тихоходном валах) сквозные с манжетными уплотнениями. Под крышки устанавливаем набор металлических прокладок для регулирования зубчатого зацепления при сборке редуктора.

Выбор посадок сопряжения основных деталей

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.3.8 [1]:

¾ посадка зубчатых колес на вал ¾ H7/r6.

¾ посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора ¾ H7/h6.

¾ посадка полумуфты на вал ¾ H7/k7.

¾ посадка подшипников на вал (нагружение внутреннего кольца ¾ циркуляционное) ¾ L0/k6 [1, табл.15.16].

¾ посадка подшипников в корпусе редуктора (нагружение наружного кольца ¾ местное) ¾ H7/l0.

¾ посадка распорных втулок на вал ¾ H8/h8.

¾ посадка шпонок в паз вала ¾ N9/h9, а в паз ступицы ¾ Js9/h9 [1, табл.7.4].

Поверочный расчет валов

Расчет производим для предположительно опасных сечений каждого из валов. Проверочный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s ≥ [s].

Результирующий коэффициент запаса прочности

где ¾ коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям (нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу и поэтому средние напряжения цикла ) и касательным напряжениям (касательные от кручения изменяются по отнулевому циклу)

где ¾ амплитуды напряжений цикла;

¾ средние напряжения цикла;

¾ коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла нагружений;

¾ коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

где ¾ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

¾ коэффициенты влияния абсолютных размеров сечения;

¾ коэффициент влияния шероховатости поверхности;

¾ коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Быстроходный вал (см. рис.3). Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 45, термическая обработка ¾ улучшение. При диаметре заготовки до 80 мм (в нашем случае мм) предел прочности МПа [1, табл.10.2].

Пределы выносливости материала

МПа;

МПа.

Сечение А ¾ А. Диаметр вала в этом сечении мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: [1, табл.14.9]; [1, табл.14.5]; (шероховатость поверхности Ra = 0,4…3,2 мкм) [1, табл.14.12]; (поверхность без упрочнения) [1, табл.14.11]; [1, табл.14.13].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

Изгибающий момент (см. рис.3)

Н×мм,

где мм ― длина шпонки (см. п.3.4);

Н ― длина ступицы ведомого шкива (см. п.2);

Н ― сила давления на вал от ременной передачи (см. п.2);

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения ( мм; ширина шпоночного паза b = 10 мм, а глубина t₁ = 5,0 мм [1, табл.7.1]).

мм³;

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

> [s] = 2,0.

Сечение Б ¾ Б. Диаметр вала в этом сечении мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом: [1, табл.14.10] (шероховатость поверхности Ra = 0,4…3,2 мкм) [1, табл.14.12]; (поверхность без упрочнения) [1, табл.14.11]; [1, табл.14.13].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

Изгибающий момент (см. рис.3)

Н×мм,

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения ( мм).

мм³;

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

> [s] = 2,0.

Промежуточный вал. Материал вала ― сталь 45, термическая обработка ¾ улучшение. При диаметре заготовки до 80 мм предел прочности МПа [1, табл.10.2]. Пределы выносливости материала определены выше.

Сечение В ¾ В. Диаметр вала в этом сечении мм. В данном сечении два источника концентрации напряжений: наличие шпоночного паза и посадка с натягом в сопряжении «ступица колеса ¾ вал». Коэффициенты концентрации напряжений от посадки с натягом [1, табл.14.10]; (шероховатость поверхности Ra = 0,4…3,2 мкм) [1, табл.14.12]; (поверхность без упрочнения) [1, табл.14.11]; [1, табл.14.13]. Коэффициенты концентрации напряжений от шпоночного паза: [1, табл.14.9]; [1, табл.14.5]; отношения . При расчете учитываем источник концентрации с наибольшим отношением.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

Изгибающий момент (см. рис.4)

Н×мм.

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения ( мм; ширина шпоночного паза b = 16 мм, а глубина t₁ = 6 мм [1, табл.7.1]).

мм³;

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

> [s] = 1,5.

Прочность вала обеспечена.

Тихоходный вал (см. рис.5). Материал вала ― сталь 45, термическая обработка ¾ улучшение. При диаметре заготовки до 110 мм предел прочности МПа [1, табл.10.2]. Пределы выносливости материала определены выше.

Сечение Г ¾ Г. Диаметр вала в этом сечении мм. В данном сечении два источника концентрации напряжений: наличие шпоночного паза и посадка с натягом в сопряжении «ступица колеса ¾ вал». Коэффициенты концентрации напряжений от посадки с натягом [1, табл.14.10]; (шероховатость поверхности Ra = 0,4…3,2 мкм) [1, табл.14.12]; (поверхность без упрочнения) [1, табл.14.11]; [1, табл.14.13]. Коэффициенты концентрации напряжений от шпоночного паза: [1, табл.14.9]; [1, табл.14.5]; отношения . При расчете учитываем источник концентрации с наибольшим отношением.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

Изгибающий момент (см. рис.5)

Н×мм.

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения ( мм; ширина шпоночного паза b = 22 мм, а глубина t₁ = 9,0 мм [1, табл.7.1]).

мм³;

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

> [s] = 2,0.

Сечение Д ― Д. Диаметр вала в этом сечении мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: [1, табл.14.9]; [1, табл.14.5]; (шероховатость поверхности Ra = 0,4…3,2 мкм) [1, табл.14.12]; (поверхность без упрочнения) [1, табл.14.11]; [1, табл.14.13].