Реферат: Расчет одноступенчатого редуктора
--PAGE_BREAK--3.
Разработка эскизной компоновки.
3.
1 Предварительный расчёт валов редуктора.
Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведущего Тк1=Т1=9000 Нм
ведомого Тк2=Т2=24000 Нм
Диаметр выходного конца вала dв1 (см. рис. 3) определяем при допускаемом напряжении [tк]=25 МПа
<img width=«272» height=«65» src=«ref-1_298169511-747.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068"> [1]
диаметр под подшипниками примем dп1=17 мм; диаметр под шестерней dк1=20 мм.
Диаметр выходного конца вала dв2(см. рис. 4) при допускаемом напряжении [tк]=25 МПа
<img width=«213» height=«54» src=«ref-1_298170258-585.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">
диаметр под подшипниками примем dп2=20 мм; диаметр под зубчатым колесом dк2=25 мм.
3.
2 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерня
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу (см. рис. 3).
Длина посадочного участка lст»b=20 мм
Колесо
его размеры dае2=101.1 мм; b=20 мм
диаметр ступицы dст »1.6*dк2=1.6*25=40
мм; длина ступицы
lст = (1.2¸1.5)*dк2=1.5*25=37.5 мм
lст = 35 мм
толщина обода
d0 =(3¸4)*m=1.3*(3¸4)=5 мм
рис2. Коническое зубчатое толщина диска С=(0,1¸0,17)*Rе=7 мм
колесо
3.
3
Kонструктивные размеры корпуса редуктора
толщина стенок корпуса и крышки
d= 0,05*Rе+1=3,65 мм; принимаем d= 5 мм
d1=0,04*Rе+1=3,12 мм; принимаем d1= 5 мм
толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b=1,5*d=1,5*5=7,5 мм
b1=1,5*d1=1,5*5=7,5 мм
нижнего пояса крышки
р=2,35*d=2,35*5=11,75 мм; принимаем р=12 мм
Диаметры болтов:
фундаментальныхd1=0,055*R1+12=12,3мм; принимаем фундаментальные болты с резьбой М12
болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,d2=(0,7¸0,5)*d1
d1=(0,7¸0,5)*12,3=8,6¸6,15 мм; принимаем болты с резьбой М8
болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0,7¸0,5)*d1
d3=6¸7,2 мм; принимаем болты с резьбой М6
3.4
Компоновка редуктора
Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию — ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии — оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под d1= 20°осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re= 53 мм.
Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах.
Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные. Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем лёгкую серию подшипников
Условное обозначение подшипника
d
мм
D
мм
B
мм
C
кН
Co
кН
7203
17
40
12
14.0
9.0
7204
20
47
14
21.0
13.0
Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца). Второй подшипник размещаем на расстоянии от первого равном 2.5*dв1=2,5*13=32.5 мм [2], гдеdв1— диаметр выходного конца ведущего вала.
Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм.
Замером определяем расстояния
a1=30 мм ; a2=48мм ; a3=33мм ; a4=64мм
4.
Проверка долговечности подшипников.
Ведущий вал
Расчётная схема
a1=30 мм
а2=48 мм
Рr1=203.5Н
Pa1=74Н
P=1678.3Н
Определение реакций опор
в вертикальной плоскости
<img width=«111» height=«32» src=«ref-1_298170843-341.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">
<img width=«317» height=«78» src=«ref-1_298171184-880.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">
<img width=«336» height=«50» src=«ref-1_298172064-689.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072">
<img width=«87» height=«27» src=«ref-1_298172753-304.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">
рис. 3 Расчётная схема
ведущего вала.
<img width=«462» height=«94» src=«ref-1_298173057-1175.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">
Проверка:
<img width=«193» height=«85» src=«ref-1_298174232-646.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075">
Определение реакций опор в горизонтальной плоскости
<img width=«111» height=«33» src=«ref-1_298174878-353.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076">
<img width=«314» height=«200» src=«ref-1_298175231-1545.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">
Проверка:
<img width=«259» height=«84» src=«ref-1_298176776-712.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">
Определение эквивалентных нагрузок
<img width=«225» height=«32» src=«ref-1_298177488-477.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079"> [3], где X,Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно;
Kv— коэффициент учитывающий вращение колец подшипников;
Fr— радиальная нагрузка, Н;
КБ— коэффициент безопасности;
Кт— температурный коэффициент
<img width=«180» height=«35» src=«ref-1_298177965-436.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">, где Нi, Vi— реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н
<img width=«332» height=«67» src=«ref-1_298178401-950.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
<img width=«301» height=«85» src=«ref-1_298179351-960.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082"> [1]
здесь для подшипников 7203 параметр осевого нагружения e= 0.31
В нашем случае S1>S2; Fa>, тогда Pa1=S1=706.2 H
Pa2=S1+Pa=271+74=345 H
<img width=«455» height=«81» src=«ref-1_298180311-962.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">
X=0.4 Y=1.97
<img width=«356» height=«29» src=«ref-1_298181273-574.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">
Расчётная долговечность, млн. об.
<img width=«390» height=«73» src=«ref-1_298181847-789.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">
Расчётная долговечность, ч
<img width=«310» height=«52» src=«ref-1_298182636-702.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">, где n = 1500частота вращения ведущего вала.
Расчёт ведомого вала
<img width=«123» height=«137» src=«ref-1_298183338-720.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">
Определение реакций опор в
вертикальной плоскости
<img width=«109» height=«31» src=«ref-1_298184058-339.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088">
<img width=«251» height=«32» src=«ref-1_298184397-493.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089">
<img width=«244» height=«130» src=«ref-1_298184890-974.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">
<img width=«287» height=«48» src=«ref-1_298185864-575.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">
рис. 4 Расчётная схема
ведомого вала.
<img width=«117» height=«33» src=«ref-1_298186439-355.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092">
<img width=«270» height=«31» src=«ref-1_298186794-512.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">
<img width=«369» height=«56» src=«ref-1_298187306-791.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">
Проверка:
<img width=«69» height=«31» src=«ref-1_298188097-286.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">
<img width=«126» height=«23» src=«ref-1_298188383-310.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096"> <img width=«161» height=«18» src=«ref-1_298188693-345.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">
Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.
<img width=«103» height=«32» src=«ref-1_298189038-336.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">
<img width=«313» height=«84» src=«ref-1_298189374-876.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">
<img width=«108» height=«31» src=«ref-1_298190250-340.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100">
<img width=«174» height=«34» src=«ref-1_298190590-417.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101"> <img width=«137» height=«58» src=«ref-1_298191007-398.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102">
<img width=«215» height=«50» src=«ref-1_298191405-530.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103">
Проверка:
<img width=«78» height=«29» src=«ref-1_298191935-278.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104">
<img width=«361» height=«132» src=«ref-1_298192213-1370.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105">
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
<img width=«270» height=«85» src=«ref-1_298193583-802.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106">
В нашем случае S1>S2; Fa>, тогда Pa1=S1=63 H
Pa2=S1+Pa1=63+203.5=266.5 H
Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7204, то долговечность определим для более нагруженного подшипника.
<img width=«203» height=«60» src=«ref-1_298194385-560.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107">, по этому осевую нагрузку следует учитывать.
Эквивалентная нагрузка
Pэ=0.4*515.7+1.67*266.5=0.7 кН
Расчётная долговечность, млн. об.
<img width=«227» height=«72» src=«ref-1_298194945-576.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108"> [1]
Расчётная долговечность, ч
здесь n= 536 об/мин — частота вращения ведомого вала
<img width=«233» height=«57» src=«ref-1_298195521-624.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">
Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.
5.
Уточнённый расчёт валов.
Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему
5.1
Выбор материала вала
Предварительно примем углеродистую сталь обычного качества, Ст5, для которой предел временного сопротивления db=500 МПа
5.
2 Определение изгибающих моментов
Ведущий вал
У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне (см. Рис.3). В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты Myи Mxи крутящий момент Mz = Т2. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
a1=14 мм;
а2=48 мм
Рr=203,5 Н;
Ра=74 Н;
Р=1678,3 Н
Vа=308,5 Н;
Vв=105 Н;
Hа=2727,2 Н;
Hв=1048,9 Н;
Ma=10,582 Н*м
Построение эпюры М
y(рис. 5)
£y£a1 My=-Pa*x+Ma;
y=0 My=Ma
y=a1 My=- Pr*a+Ma=-50,468Н*м
£y£a2 My=-Vв*y=-50,468Н*м
Построение эпюры М
x(рис. 5)
£x£a1 Mx=-P*x
£x£a2 Mx=-Hв*x
x=0 Mx=0
x=a1 Mx=- P*a1=-50,349Н*м
x=0 Mx=0
рис. 5 Эпюры моментов x=a2 Mx=- Hв*a2=-50,349Н*м
Ведомый вал
а3=33 мм;
а4=64 мм
Рr=74 Н;
Ра=203,5 Н;
Р=595,5 Н
Vа=133,4 Н;
Vв=-59,4 Н;
Hа=393,9 Н;
Hв=202 Н;
Ma=82,0105 Н*м
продолжение
--PAGE_BREAK--
еще рефераты
Еще работы по математике