Быстроходный вал редуктора – Быстроходный вал – редуктор – Большая Энциклопедия Нефти и Газа, статья, страница 1

alexxlab | 30.10.2019 | 0 | Вопросы и ответы

Содержание

Быстроходный вал - редуктор - Большая Энциклопедия Нефти и Газа, статья, страница 1

Быстроходный вал - редуктор

Cтраница 1

Быстроходный вал редуктора двусторонний: один конец закрыт кожухом, другой соединен с электродвигателем с помощью эластичной муфты. Вал может быть повернут, при этом вторая шестерня используется как запасная.  [1]

Быстроходный вал редуктора соединен с валом двигателя с помощью зубчатой муфты, расположенной внутри корпуса редуктора. На свободном конце вала двигателя установлен шкив / колодочного тормоза, приводимого в действие электрогидравлическим толкателем. На выходном валу редуктора установлен барабан 5 с закрепленным на нем концом каната. При включении двигателя приводится во вращение барабан 5 лебедки; при этом канат, к которому прикрепляется груз, наматывается на барабан или сматывается с него, производя подъем или спуск груза. Направление вращения барабана изменяют путем реверсирования электродвигателя. На втором конце быстроходного вала редуктора установлен электроиндукционный ( вихревой) тормоз 2, например типа ТМ-4, предназначенный для плавного регулирования скорости опускания груза. Такие лебедки широко используют при монтажных, ремонтных и строительных работах.  [2]

Быстроходный вал редуктора соединяется с электродвигателем при помощи муфты предельной нагрузки, которая при натяжении проволоки усилием 0 80 - 1 кН через датчик давит на толкатель микропереключателя и включает электродвигатель. При этом на панели управления включается световой аварийный сигнал.  [4]

Быстроходный вал редуктора соединен эластичной муфтой с валом электродвигателя, а выходной, тихоходный - эластичной муфтой с парой цилиндрических зубчатых колес с двумя кулачковыми муфтами. Кулачковые муфты соединены с двумя барабанами, предназначенными для намотки монтажного и грузового канатов. Управляют муфтами с помощью рычага переключения, сблокированного с ними так, что при включении одной муфты вторая выключается. Для предотвращения самопроизвольного вращения барабанов в момент переключения установлены пружинные фиксаторы.  [6]

Быстроходный вал редуктора

, показанного на рис. 2.8, б, должен иметь свободу осевого перемещения ( плавающий вал), что обеспечивается соответствующей конструкцией подшипниковых узлов; в редукторе, показанном на рис. 2.8, а, свободу осевого перемещения, кроме того, должен иметь тихоходный вал. При соблюдении указанного условия передаваемая мощность распределяется поровну между параллельно работающими парами зубчатых колес.  [7]

Быстроходный вал редуктора соединен с валом двигателя зубчатой муфтой, расположенной внутри корпуса редуктора. На свободном конце вала двигателя установлен тормозной шкив 5 колодочного тормоза с приводом от электрогидравлического толкателя. Выходной вал редуктора соединен с валом барабана 1, на котором жестко закреплен конец каната. При включении двигателя приводится во вращение барабан лебедки; при этом в зависимости от направления вращения ротора двигателя канат, к которому прикреплен груз, наматывается на барабан или разматывается, производя подъем или опускание груза.  [8]

На быстроходном валу редуктора

установлена тормозная шайба 3 с электромагнитным тормозом 4 и аварийный электродвигатель подъема б типа GT-700, питающийся от 24 - е аккумуляторной батареи 14 типа 6 - СТЭ-128.  [9]

На быстроходном валу редуктора закреплен шкив ременной передачи, связанный с основным и вспомогательным приводами. Основной привод ( электродвигатель и клиноременная передача) предназначен для вращения корпуса смесителя в процессе смешивания. Вспомогательный привод ( мотор-редуктор и клиноременная передача) служит для установки корпуса в вертикальном положении при загрузке материала и выгрузке продукта.  [10]

Так как быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя ( dn 42 мм), а соединительные муфты имеют ограничение в разности диаметров полумуфт, то увеличиваем полученное значение диаметра. Принимаем конструкцию выходного конца вала со шлицами прямоугольного профиля зубьев легкой серии по СТ СЭВ 188 - 75 zXdxD 8x32x36 мм.  [12]

На концах выходного быстроходного вала редуктора

посажены тормозной шкив диаметром 300 мм и цепное колесо z 51 для привода от подъемного электродвигателя.  [13]

Мощность на быстроходном валу редуктора при скорости вращения 1475 об / мин составляет 20 кет. Вес редуктора ( без масла) равен 240 кг.  [15]

Страницы:      1    2    3    4    5

www.ngpedia.ru

Быстроходный вал

Определим реакции опор

Плоскость YOZ

Строим эпюру MFr

Плоскость XOZ

Суммарные реакции:

Для установки в опоры вала примем подшипники шариковые радиальные однородные № 212: d = 60 mm; D =110 мм; В = 22 мм; С = 52кН; С0 = 31кН ГОСТ 8338-75.

X = 1,0, Y=0 [3,c. 213 табл. 9.18]

Эквивалентная нагрузка:

Рэ=

Номинальная долговечность, ч:

Что удовлетворяет условию, окончательно выбираем подшипники №212.

  1. Выбор шпонок и проверка их на смятие

В шпоночных соединениях применяют призматические шпонки со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. Шпонки изготовлены из стали 45 нормализованной.

    1. Быстроходный вал.

Шпонка в сечении Г - Г

Шпонка выбирается в зависимости от диаметра хвостовика, в данном случае диаметр хвостовика равен 35 мм, следовательно, выберу шпонку 10х8х40 мм по ГОСТ 23360-78.

b=10 мм, h=8 мм, l=40 мм, t1=5,0 мм, t2=3,3 мм.

Для удобства установки полумуфты на хвостовик применяют шпонку с одним плоским торцом, которую совмещают с торцевой поверхностью вала. Проверяю шпонку на смятие её боковых граней (по рабочей длине) [3, c. 304]:

,

где [3,c. 270].

Условие прочности [3, c. 270]:

Полученное значение удовлетворяет условию , следовательно, достаточно одной шпонки для передачи вращающего момента. Запас прочности шпонки по напряжениям смятия

    1. Тихоходный вал

Шпонка в сечении В – В

Диаметр вала 55 мм. Размеры шпонки bxhxl=16x10x90; t1=6 мм.

Напряжение смятия:

- шпонка прочная

Шпонка в сечении А – А

Диаметр вала 65 мм. Размеры шпонки bxhxl=20x12x56; t1=7,5 мм.

Напряжение смятия:

- шпонка прочная

    1. Расчётная схема шпоночного соединения.

Выводы

Выбраны подшипники на быстроходный вал №208 и на тихоходный вал №212.

Проведен расчет подшипников на долговечность.

Сконструирован вал - шестерня.

Сконструирован тихоходный вал.

8. Выбор сорта масла.

Смазывание зубчатого зацепления и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии.

По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание.

Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса. Это смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до

[3, с. 251]. В нашем случае окружная скорость в зацеплении равна , значит, оставляем картерную систему смазывания.

Зубчатое колесо погружается в масло на высоту зуба.

Назначение сорта масла зависит от контактного давления в зубьях и от окружной скорости колеса. С увеличением контактного давления масло должно обладать большей вязкостью; с увеличением окружной скорости вязкость масла должна быть меньше.

Контактные напряжения примем σH (2) = 481 МПа и при

кинематическую вязкость масла [3, с. 253 табл. 10.8]

Данной вязкости соответствует сорт масла индустриальное И-30А [3, с. 253].

Определим объем масла [3, с. 251]:

У=(0,5-0,8)-Рдв=(0,5-0,8)-5,5=2,75-4,4л.

9. Сборка редуктора.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов

На ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80°-100°С.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки,

Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают резиновые манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку. Затем ввертывают пробки маслоспускного отверстия и уровня масла.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

studfiles.net

6.1.3 Быстроходный вал редуктора

рис. 3

а) Сила, действующая на выходной конец вала со стороны муфты :

Силы реакций в опорах вала :

б) Силы реакций в опорах вала от радиальной осевой нагрузки :

Данные силы реакций находятся в плоскости XZ :

осевая сила=0

в) Силы реакций в опорах вала от окружной нагрузки :

Данные силы реакций находятся в плоскости YZ :

г) Суммарные силы реакций в опорах быстроходного вала :

  1. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

См. приложение 2

6.3 Расчет валов на прочность по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность

Наиболее нагруженным является тихоходный вал редуктора, таким образом проведем для него следующие расчеты :

- расчет по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность;

- расчет по напряжениям усталости;

Исходные данные для расчета :

Марка стали

Твердость (не ниже)

Механические характеристики Н/мм2

45

270

900

650

390

380

230

16

Предположительно, наиболее опасным сечением относительно совместного изгиба и кручения является сечение 1 :

Осевой момент сопротивления сечения :

Момент сопротивления сечения при кручении :

Эквивалентное напряжение :

Запас по статической прочности (коэффициент запаса) :

Предположительно, наиболее опасным сечением относительно усталостной прочности является сечение 2 :

Расчет сечения 1 на сопротивление усталости :

Амплитуда напряжений цикла в опасном сечении :

Коэффициенты концентрации напряжений в рассматриваемом сечении

Пределы выносливости вала :

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Расчетный коэффициент запаса прочности :

Таким образом условие сопротивления усталости для сечения 2 выполнено.

6.4 Подбор подшипников

а) Подбор подшипников качения для опор тихоходного вала

Исходные данные для расчета :

Частота вращения вала

32

мин-1

Диаметр вала

65

мм

Требуемая долговечность подшипников

8000

ч

Эквивалентная сила реакции в опоре A

6646

Н

Эквивалентная сила реакции в опоре Б

8304

Н

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 213 :

Размеры

Грузоподъемность (кН)

d

D

b

R

Cr

C0r

213

65

120

23

2.5

72.7

56.7

Наиболее нагруженной является опора Б, следовательно расчет будем проводить для нее. Таким образом, получаем :

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при

Требуемая динамическая грузоподъемность :

Так как ,то выбранный подшипник подходит.

Ресурс подшипника :

ч

Таким образом, окончательно выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 213

19

б) Подбор подшипников качения для опор быстроходного вала

Исходные данные для расчета :

Частота вращения вала

720

мин-1

Диаметр вала

30

мм

Требуемая долговечность подшипников

8000

ч

Эквивалентная сила реакции в опоре A

4407

Н

Эквивалентная сила реакции в опоре Б

4051

Н

В качестве «плавающей» опоры принимаем подшипники роликовые радиальные легкой серии 2206 :

Размеры

Грузоподъемность (кН)

d

D

b

r

Cr

C0r

2206

30

62

16

1.5

17,3

11,4

Наиболее нагруженной является опора А, следовательно расчет будем проводить для нее. Таким образом, получаем :

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при

Требуемая динамическая грузоподъемность :

Так как ,то выбранный подшипник не подходит.

принимаем подшипники роликовые радиальные средней серии 2306 :

Размеры

Грузоподъемность (кН)

D

D

b

r

Cr

C0r

2306

30

72

19

2

30.2

20.6

Так как ,то выбранный подшипник подходит.

Ресурс подшипника :

ч

Таким образом, окончательно выбираем подшипники роликовые радиальные средней серии 2306

в) Подбор подшипников качения для опор промежуточного вала

Исходные данные для расчета :

Частота вращения вала

128,37

мин-1

Диаметр вала

35

мм

Требуемая долговечность подшипников

8000

ч

Эквивалентная сила реакции в опоре A

5199

Н

Эквивалентная сила реакции в опоре Б

5199

Н

В качестве «плавающей» опоры принимаем подшипники роликовые радиальные легкой серии 2207:

Размеры

Грузоподъемность (кН)

d

D

b

r

Cr

C0r

2207

35

72

17

2

25,6

17,5

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при

Требуемая динамическая грузоподъемность :

Так как ,то выбранный подшипник подходит.

Ресурс подшипника :

ч

Таким образом, окончательно выбираем подшипники роликовые радиальные легкой серии 2207.

studfiles.net

5 Предварительный расчет валов редуктора

5.1 Быстроходный вал

Ориентировочно определим минимальный диаметр выходной ступени вала редуктора из условий прочности на кручение без учёта влияния изгиба ([1], (6.16)):

(5.1)

где [τ]k – допускаемое напряжение кручения, [τ]k = 20…30 МПа.

Поскольку муфта, соединяющая вал электродвигателя и быстроходный вал редуктора, не вызывает изгиба вала, принимаем:

[τ]k = 25 МПа. (5.2)

(5.3)

Диаметр выходной ступени вала электродвигателя 132S4, составляет dдв=38мм ([1], приложение П4). Для согласования этой величины и диаметра выходной ступени быстроходного вала редуктора по ГОСТ 21424-93 [9] принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту с диаметрами посадочных отверстий полумуфт 38 и 32 мм. Таким образом принимаем:

dВ1 = 32 мм. (5.4)

Диаметры участков вала под подшипники, принимаем:

dВП1 = 35 мм. (5.5)

Так как передача цилиндрическая косозубая предварительно по ГОСТ 8338-75 [13] выбираем подшипники радиальные шариковые однорядные серии диаметров 2 (легкая серия), серии ширин 0, тип 207 с номинальным диаметром внутреннего отверстия кольца:

dП1 = 35 мм; (5.6)

номинальным диаметром наружной цилиндрической пверхности наружного кольца:

DП1 = 72 мм; (5.7)

номинальной шириной внутреннего кольца:

BП1 = 17 мм; (5.8)

динамической грузоподъёмностью:

С = 25500 Н; (5.9)

статической грузоподъёмностью:

С0 = 13700 Н. (5.10)

По ГОСТ 20226–82 [12] диаметр заплечиков под такие подшипники:

db = 42,0…42,0 мм. (5.11)

Принимаем диаметр заплечиков быстроходного вала редуктора:

Dвb1 = 42,0 мм. (5.12)

Решение о конструктивном исполнении шестерни косозубой цилиндрической передачи, принимается на основании анализа величины расстояния x от впадин зубьев до шпоночного паза ([1], рисунок 8.7). Для исполнения шестерни отдельно от вала, должно выполняться соотношение:

(5.13)

Из рисунка 8.7 [1] для быстроходного вала проектируемого редуктора:

(5.14)

где t2 – глубина шпоночного паза в отверстии под вал, для шпонки диаметром под вал 42,0 мм, t2 = 3,3 мм [12]. Тогда:

(5.15)

Принимаем конструктивное исполнение шестерни заодно с валом.

Конструкция быстроходного вала редуктора представлена на рисунке 2.

5.2 Промежуточный вал

У промежуточного вала опасное сечение имеют ступени, находящиеся под зубчатым колесом с косыми зубьями и шестерней цилиндрической передачи. Поскольку вал испытывает сложный изгиб от сил зацепления двух механических передач, принимаем пониженное допускаемое напряжение кручения

[τ]k = 15 МПа. (5.16)

Минимальный диаметр опасного сечения:

(5.17)

По ГОСТ 6636–69 из ряда дополнительных размеров принимаем:

db3= 35 мм. (5.18)

Для исполнения шестерни отдельно от вала должно выполняться соотношение:

(5.19)

Из рисунка 8.7 [1] для промежуточного вала проектируемого редуктора:

(5.20)

Для шпонки под вал диаметром 35 мм, t2 = 3,3 мм [13].Тогда:

(5.21)

Принимаем конструктивное исполнение шестерни отдельно от вала.

Диаметр ступеней вала под подшипники принимаем:

dВП3 = 30 мм. (5.22)

Предварительно по ГОСТ 8338–75 [13] выбираем подшипники радиальные шариковые однорядные серии диаметров 3 (средняя серия), серии ширин 0, тип 306 с номинальным диаметром отверстия внутреннего кольца:

dП3 = 30 мм; (5.23)

номинальным диаметром наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:

DП3 = 72 мм; (5.24)

номинальной шириной:

BП3 = 19 мм; (5.25)

динамической грузоподъёмностью:

С = 28100 Н; (5.26)

статической грузоподъёмностью:

С0 = 14600 Н. (5.27)

По ГОСТ 20226–82 [11] диаметр заплечиков под такие подшипники:

dа = 35,0…37,0 мм. (5.28)

Принимаем диаметр заплечиков промежуточного вала редуктора:

dbа3 = 37,0 мм. (5.29)

С целью осевой фиксации колёс со стороны подшипников предварительно принимаем распорные втулки с внешним диаметром равным диаметру заплечика:

dp3 = 37,0 мм. (5.30)

Конструкция промежуточного вала редуктора представлена на рисунке 3.

studfiles.net

Быстроходный вал - редуктор - Большая Энциклопедия Нефти и Газа, статья, страница 2

Быстроходный вал - редуктор

Cтраница 2

Диаметр выходного конца быстроходного вала редуктора, соединяемого с валом электродвигателя, независимо от результатов расчета на прочность следует принимать в пределах d ( 0 80 - т - l 15) ds, где dn - диаметр вала электродвигателя.  [16]

Диаметр выходного конца быстроходного вала редуктора, соединяемого с валом электродвигателя, рекомендуется назначать не меньше 0 8 диаметра выходного конца вала двигателя для возможности соединения валов стандартной муфтой.  [17]

Вращение от электродвигателя передается быстроходному валу редуктора посредством эластичной муфты. Тихоходный вал редуктора соединен через зубчатую муфту с валом фрикционов.  [18]

Допускаемая подводимая мощность к быстроходному валу редукторов типа ЦСН и ЦСП в зависимости от частоты вращения электродвигателя и передаточного числа приведена - в табл. 128 и 129, устанавливается из условия поверхностной прочности зубьев при круглосуточной работе редуктора.  [19]

Соединение вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора осуществляется упругой муфтой ( фиг. Одна сторона этой муфты используется в качестве тормозного шкива, для чего диаметр тормозной полумуфты делается немного больше. В табл. 38 приведены основные размеры этих муфт. Размеры I определяются при проектировании по валам электродвигателя и редуктора.  [20]

При установке вентилятора на быстроходном валу редуктора и п 1000 мин 1 принимают нижние, а при п 2800мин - верхние значения К.  [21]

Если вентилятор установлен на быстроходном валу редуктора или на валу электродвигателя, то интенсивность обдувания, а следовательно, и охлаждения увеличивается с увеличением частоты вращения. К, а при nx 1000 мин 1 - меньшие значения / С.  [22]

Если вентилятор установлен на быстроходном валу редуктора или на валу электродвигателя ( см., например, рис. 11.4), то интенсивность обдува, а следовательно, и охлаждения, увеличиваются с увеличением частоты вращения. Поэтому при nx sg 1000 мин 1 принимают нижние, а при пг 2800 мин-4 - верхние значения К.  [23]

Если вентилятор установлен на быстроходном валу редуктора или на валу электродвигателя, то интенсивность обдува, а следовательно, и охлаждения, возрастает с увеличением частоты вращения.  [24]

Для соединения валов электродвигателей с быстроходными валами редукторов часто применяют упругие муфты, способные смягчить удары и гасить крутильные колебания.  [25]

Вал двигателя ДП соединен с быстроходным валом редуктора РМ-65 с помощью эластичной муфты. На свободном конце вала двигателя укреплен тахогенератор ТГП типа ТМГ-ЗОП. Полумуфта, находящаяся на быстроходном валу редуктора, имеет тормозной шкив с тормозом ТКТГ-ЗООМ и электрогидравлическим толкателем ТГМ-50. На тихоходном валу редуктора установлена звездочка, соединяющая через цепную передачу редуктор регулятора со-звездочкой трансмиссионного вала лебедки. В свою очередь, трансмиссионный вал лебедки связан цепной передачей с барабанным валом лебедки, который соединяется с барабаном лебедки кулачковой муфтой.  [26]

Такая же звездочка установлена на быстроходном валу редуктора механизма выталкивающей штанги. Нормально при работе от электродвигателя цепь 15, соединяющая две звездочки, снята.  [27]

Такая же звездочка установлена на быстроходном валу редуктора механизма выталкивающей штанги. Нормально при работе от электродвигателя цепь 13, соединяющая две звездочки, снята.  [29]

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены упругие втулочно-палъцевые муфты и муфты со звездочкой.  [30]

Страницы:      1    2    3    4    5

www.ngpedia.ru

7. Проверочный расчет быстроходного вала

7.1. Определение реакций опор

Для проверочного расчета статической и усталостной прочности ступенчатого вала (быстроходного или тихоходного в соответствии с заданием) составим его расчетную схему (см. рис. 13).

Поскольку подшипники прямозубой передачи, воспринимают только поперечные нагрузки, то заменим их шарнирными неподвижными опорами и. Причем положение шарнирной опоры определим с учетом угла контакта подшипника качения, определяемого конструкцией подшипников (см. рис. 14). Поскольку для всех вариантов цилиндрических прямозубых редукторов (см. рис.3 - 5) заданных исполнений  = 0, то для их радиальных подшипников положение опор принимаем в середине ширины подшипников.

Геометрические параметры вала определим на основании чертежа редуктора с межосевым расстоянием =200 мм (см. вариант 1) а=125 мм; b=75 мм; с=75 мм.

Рис. 12. Чертеж быстроходного вала

Рассмотрим внешние силы, нагружающие быстроходный вал редуктора (рис.13).

Со стороны муфты от электродвигателя на вал действует крутящий момент и поперечная сила; со стороны зацепления окружная силаи поперечная:

;

;

= ( 0,1  0,3 ),

где - окружное усилие, действующее на зубья муфты

=

Принимаем Н.

Рис.13. Расчетная схема вала

Реакции опор ирассчитаем из условий статики. Поскольку направление силыотносительно плоскости действия составляющих реакций неизвестно, то в каждом случае будем добавлять ее абсолютное значение. Рассмотрим сначала усилия в плоскости Y0Z.

Проверка:

Построение эпюры My (смотри выше):

Fr =1041,7 Н

F0 = 1149 Н

RAy = - 2484,3 Н

RBy = 293,6 Н

Участок 0 z  а, а = 0,125

Мy = -Fr  z

My(0) = 0

My(0,125) = -1041,7  0,125 = -130,2 H  м

Участок а z  а + b , а = 0,125, b = 0,75

Мy = -Fr  z - Ray  (z – a)

Мy(0,125) = -Fr  z = -130,2 H  м

Мy(0,2) = -1041,7  0,2 – (-2484,3)  (0,2 – 0,125) = - 22,0

Плоскость X0Z.

Проверка:

Построение эпюры Mx (смотри выше):

FT = 3157 H

RBx = 1578,5 H

RAx = 1578,5 H

Участок 0 z  а.

Mx(0) = 0,

Mx (0,125) = 0 т.к. на этом участке нет изгибающих сил.

Участок а z  а + b , а = 0,125, b = 0,75

Mx (0,125) = 0

Мx (0,2) = RAx  b

Мx (0,2) = 1578,5  0,75 = 118,3

Результирующие реакции опор.

Построение эпюры Mz (смотри выше):

T1 = -104,17 H  м

Участок 0 z  а + b

Mz = -T1 = -104,17 H  м

Шариковые подшипники

 = 0

 = 0

 = 0

Радиальные

Сферические

Радиально-упорные

Упорные

Роликовые подшипники

 = 0

 = 0

 = 0

Радиальные

Сферические

Радиально-упорные

Упорные

Рис. 14. Виды подшипников качения

7.2. Расчет статической прочности вала

Из рис. 13 следует, что опасными сечениями для рассматриваемого вала, которые необходимо проверить на прочность, являются сечения: (z=0), как наименее жесткое при кручении , а также сечения (z=а) и (z=а+b), где действуют наибольшие изгибающие моменты.

В сечении (z=0) находится еще и шпоночный паз, ослабляющий его жесткость. Сечение (z=а), где действует изгибающий момент

и крутящий момент , находится в сложном напряженном состоянии и при этом имеет диаметр, незначительно превышающий наименьший. В сечении (z=а+b) изгибающий момент достигает наибольшей величины

.

Рассчитаем наибольшие напряжения в опасных сечениях.

В сечении (z=0) нормальные напряжения от осевых сил и изгибающих моментов равны нулю , касательные напряжения определяются крутящим моментоми полярным моментом сопротивления сеченияцилиндрического конца вала со шпоночным пазом, глубиной t=5мм (см. табл. 8)

.

Тогда наибольшие касательные напряжения

,

а условие прочности вала в сечении (z=0)

выполняется.

В сечении (z=а) наибольшие нормальные напряжения определяются величиной изгибающего моментаи моментом сопротивления сечения вала

;

о наибольшие касательные напряжения этого сечения с полярным моментом , равны

.

В качестве допустимых напряжений на изгиб примем

.

При этом условие статической прочности по приведенным напряжениям,

, выполняется.

В сечении (z=а+b) рассчитаем аналогично, с учетом того, что наибольшие нормальные напряжения определяются величиной изгибающего момента и моментом сопротивления сечения вала (с диаметром шестерни по впадинам):

;

;

;

.

Условие статической прочности по приведенным напряжениям, , выполняется.

studfiles.net

6.1.3 Быстроходный вал редуктора

рис. 3

а) Сила, действующая на выходной конец вала со стороны муфты :

Силы реакций в опорах вала :

б) Силы реакций в опорах вала от радиальной осевой нагрузки :

Данные силы реакций находятся в плоскости XZ :

осевая сила=0

в) Силы реакций в опорах вала от окружной нагрузки :

Данные силы реакций находятся в плоскости YZ :

г) Суммарные силы реакций в опорах быстроходного вала :

  1. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

См. приложение 2

6.3 Расчет валов на прочность по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность

Наиболее нагруженным является тихоходный вал редуктора, таким образом проведем для него следующие расчеты :

- расчет по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность;

- расчет по напряжениям усталости;

Исходные данные для расчета :

Марка стали

Твердость (не ниже)

Механические характеристики Н/мм2

45

270

900

650

390

380

230

16

Предположительно, наиболее опасным сечением относительно совместного изгиба и кручения является сечение 1 :

Осевой момент сопротивления сечения :

Момент сопротивления сечения при кручении :

Эквивалентное напряжение :

Запас по статической прочности (коэффициент запаса) :

Предположительно, наиболее опасным сечением относительно усталостной прочности является сечение 2 :

Расчет сечения 1 на сопротивление усталости :

Амплитуда напряжений цикла в опасном сечении :

Коэффициенты концентрации напряжений в рассматриваемом сечении

Пределы выносливости вала :

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Расчетный коэффициент запаса прочности :

Таким образом условие сопротивления усталости для сечения 2 выполнено.

6.4 Подбор подшипников

а) Подбор подшипников качения для опор тихоходного вала

Исходные данные для расчета :

Частота вращения вала

32

мин-1

Диаметр вала

65

мм

Требуемая долговечность подшипников

8000

ч

Эквивалентная сила реакции в опоре A

6646

Н

Эквивалентная сила реакции в опоре Б

8304

Н

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 213 :

Размеры

Грузоподъемность (кН)

d

D

b

R

Cr

C0r

213

65

120

23

2.5

72.7

56.7

Наиболее нагруженной является опора Б, следовательно расчет будем проводить для нее. Таким образом, получаем :

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при

Требуемая динамическая грузоподъемность :

Так как ,то выбранный подшипник подходит.

Ресурс подшипника :

ч

Таким образом, окончательно выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 213

19

б) Подбор подшипников качения для опор быстроходного вала

Исходные данные для расчета :

Частота вращения вала

720

мин-1

Диаметр вала

30

мм

Требуемая долговечность подшипников

8000

ч

Эквивалентная сила реакции в опоре A

4407

Н

Эквивалентная сила реакции в опоре Б

4051

Н

В качестве «плавающей» опоры принимаем подшипники роликовые радиальные легкой серии 2206 :

Размеры

Грузоподъемность (кН)

d

D

b

r

Cr

C0r

2206

30

62

16

1.5

17,3

11,4

Наиболее нагруженной является опора А, следовательно расчет будем проводить для нее. Таким образом, получаем :

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при

Требуемая динамическая грузоподъемность :

Так как ,то выбранный подшипник не подходит.

принимаем подшипники роликовые радиальные средней серии 2306 :

Размеры

Грузоподъемность (кН)

D

D

b

r

Cr

C0r

2306

30

72

19

2

30.2

20.6

Так как ,то выбранный подшипник подходит.

Ресурс подшипника :

ч

Таким образом, окончательно выбираем подшипники роликовые радиальные средней серии 2306

в) Подбор подшипников качения для опор промежуточного вала

Исходные данные для расчета :

Частота вращения вала

128,37

мин-1

Диаметр вала

35

мм

Требуемая долговечность подшипников

8000

ч

Эквивалентная сила реакции в опоре A

5199

Н

Эквивалентная сила реакции в опоре Б

5199

Н

В качестве «плавающей» опоры принимаем подшипники роликовые радиальные легкой серии 2207:

Размеры

Грузоподъемность (кН)

d

D

b

r

Cr

C0r

2207

35

72

17

2

25,6

17,5

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при

Требуемая динамическая грузоподъемность :

Так как ,то выбранный подшипник подходит.

Ресурс подшипника :

ч

Таким образом, окончательно выбираем подшипники роликовые радиальные легкой серии 2207.

studfiles.net

Отправить ответ

avatar
  Подписаться  
Уведомление о