Реферат: Расчет валов редуктора

б) Плоскость ХOZ

Сечения А(II) и Б – МАZ=0; МБZ=0

Сечение III – MIIIZ =282,5·98·10-3=27,7 Н·м

в) Нагружение от муфты

Сечения Б и Ж – МБМ=0; МЖМ=0

Сечение А(II)  – МАМ=168·112·10-3=18,8 Н·м

Сечение III – MIIIМ =96·98·10-3=9,4 Н·м

г) Максимальные изгибающие моменты в сечениях II и III

МII=МАМ=18,8 Н·м

MIII=84,4 Н·м

9.3.3.2. При вращении входного вала по часовой стрелки (рис 9.4,б).

а) Плоскость YOZ

Сечения А и Б – МАХ=0; МБХ=0

Сечение III слева – MIIIX =200·98·10-3=19,6 Н·м

Сечение III справа – MIIIX = 711·98·10-3=69,7 Н·м

б) Эпюры от изгибающих моментов в плоскости YOZ и ХOZ от нагружения муфтой при изменении направления вращения вала сохраняются. Так же сохраняются максимальные изгибающие моменты в сечениях II и III.

9.4.   Расчет подшипников быстроходного вала.

9.4.1. Эквивалентная радиальная нагрузка.

RE=(X·V·Rr+Y·Ra)·KБ·KT

X и Y – коэффициент, учитывающий разное повреждающее действие радиальной и осевой нагрузок (по таблице 9.18 [3] и таблицам параметров подшипников);

V – коэффициент вращения ( V=1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки V=1,2 при вращении нагруженного кольца);

Кб – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (по таблице 9.19 [3] в зависимости от области применения привода, характера пиковых нагрузок и их величины);

КТ=1 – температурный коэффициент при t < 100 (при повышенной рабочей температуре подшипников по таблице 9.20 [3]);

V=1 – для всех подшипников редукторов по схемам 1…7.

Принимаем Кб =1,8 с учетом  и повышенных требований к надежности.

9.4.1.1. При вращении входного вала против часовой стрелки.

а) Для опоры А, в которой всю нагрузку воспринимает подшипник 1 (пункт 9.3.2.1,ж расчета)

Так как 2,43 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице П7 [3] у=1,62

(0,4·1·1029+1,62·2503)·1,8·1=8040 Н

а) Для опоры Б, которая является "плавающей" и подшипник  не воспринимает осевых нагрузок, т.е. х=1, а у=0.

1·442·1,8·1=796 Н

9.4.1.2. При вращении входного вала по часовой стрелке.

а) Для опоры А, в которой всю нагрузку воспринимает подшипник 2 (пункт 9.3.2.2,ж расчета)

Так как 4,11 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице П7 [3] у=1,62

(0,4·1·610+1,62·2503)·1,8·1=7738 Н

а) Для опоры Б, которая является "плавающей" и подшипник  не воспринимает осевых нагрузок, т.е. х=1, а у=0.

1·861·1,8·1=1550 Н

9.4.2. Эквивалентная нагрузка с учетом переменного режима работы.

где Х2 и Х3 – параметры графике нагружения по пункту 1.2.6. [6]

а) Для опоры А

При нереверсивном приводе и вращении входного вала против часовой стрелки

5600 Н

При нереверсивном приводе и вращении входного вала по часовой стрелке

5390 Н

а) Для опоры Б

При нереверсивном приводе и вращении входного вала против часовой стрелки

554 Н

При нереверсивном приводе и вращении входного вала по часовой стрелке

1080 Н

Для частореверсивного привода с одинаковым характером нагружения при вращении валов в обе стороны для расчета Р можно использовать зависимость

где  – коэффициент относительной нагрузки i опоры при вращении валов в разные стороны.

Нагружения подшипника опоры Б составляют: Н; Н.

Тогда 0,51

РБ894 Н

9.4.3. Расчетная долговечность подшипников.

, часов

где с – динамическая грузоподъемность

ni – относительная частота вращения колец подшипника (частота вращения рассчитываемого вала).

Р – показатель степени (Р=3 – шарикоподшипник и Р= – роликоподшипник)

Для опоры А с подшипниками №7207 – =38500 Н, а Р=.

Для опоры Б с подшипниками №207 – с=13700 Н, а Р=3.

n1= 2880 мин-1

а) Долговечность опоры Б

Для частореверсивного привода при РБ=894 Н

20824 часов > t=3000 часов

б) Долговечность опоры А

В опоре А использованы два конических подшипника, каждый из которых работает только при вращении вала в одну сторону. При этом для частореверсируемого привода требуемый срок службы подшипника в два раза меньше срока службы привода, а расчетной нагрузкой является наибольшая, т.е. РА=5600 Н

3576 часов > t = часов

9.5. Проверочный расчет быстроходного вала на прочность.

Диаметры быстроходного вала завышены из конструктивных соображений и обычно имеют большие запасы прочности. Учитывая это, а так же с целью сокращения объема расчетных работ, студентам разрешается не производить проверку прочности быстроходного вала.

9.6. Реакции опор и изгибающих моментов промежуточного вала.

В разработанной конструкции редуктора (рисунок 7.12 [6]) промежуточный вал выполнен за одно с шестерней цилиндрической передачи II ступени. Вал-шестерня опирается на два конических роликоподшипника, установленных "враспор". Расчетные конструктивные схемы промежуточного вала приведены в верхней части рисунков 9.5,а и б. При этом рисунок 9.5,а соответствует вращению входного вала против часовой стрелки, а рисунок 9.5,б – по часовой.

9.6.1. Расчетные расстояния между точками опор В и Г и сечениями приложения внешних сил.

При опирании вала на два однорядных радиально-упорных подшипника, установленных "враспор", расчетные точки опор вала расположены на расстояниях "а" (рисунок 9.1.) от наружных торцов подшипников во внутреннею сторону.

Для подшипника № 7207

=16 мм

Требуемое расчетное расстояние берется из эскизного проекта редуктора с учетом "а".

L4=55 мм; l5=80 мм; l6=44 мм.

9.6.2. Реакции от сил в зацеплении колес.

9.6.2.1. При вращении входного вала против часовой стрелки. (рис. 9.5,а)

а) В плоскости XOZ

∑МВZ = 0;         

4239 Н

∑МГZ = 0;         

1159 Н

Проверка ∑FZ = 0;                       1159+911-6309+4239=0

Реакции найдены правильно.

б) В плоскости ХOY

∑МВY = 0;         

701 Н

∑МГY = 0;         

755 Н

Проверка ∑FY = 0;                              755-2503+2449-701=0

Реакции найдены правильно.

в) Результирующие радиальные реакции в опорах

1383 Н

4297 Н

г) Суммарная внешняя осевая нагрузка.

Fa∑=Fa1 I I - Fa2I =2341-565=1776 H

д) Осевые составляющие от радиальных нагрузок в предварительно выбранных радиально-упорных конических роликоподшипниках № 7207.

По таблице П7 [3] е=0,37

SВ=0,83·е·0,83·0,37·1383=425 Н

SГ=0,83·е·0,83·0,37·4297=1320 Н

е) Общие осевые нагрузки  на опоры.

В выбранной конструкции узла промежуточного вала подшипники установлены "враспор", а сила Fa∑ направлена влево, что соответствует схеме установки "а" по таблице 9.2. При этом опора 1 соответствует В, а опора 2 обозначена Г.

Условие нагружения Fa∑ + SГ= 1775 + 1320 > SB=425 H, т.е. I случай нагружения

SГ + Fa∑  = 1320+1775=3096 H

SГ = 1320 H

 9.6.2.2. При вращении входного вала по часовой стрелке. (рис. 9.5,б)

а) В плоскости XOZ

∑МВZ = 0;         

4798 Н

∑МГZ = 0;          

2422 Н

Проверка ∑FZ = 0;                       4798-911-6309+2422=0

Реакции найдены правильно.

б) В плоскости ХOY

∑МВY = 0;         

2993 Н

∑МГY = 0;         

1959 Н

Проверка ∑FY = 0;                              1959-2503+2449-2993=0

Реакции найдены правильно.

в) Результирующие радиальные реакции в опорах

3115 Н

5655 Н

г) Суммарная внешняя осевая нагрузка.

Fa∑=Fa1 I I - Fa2I =2341-565=1776 H

д) Осевые составляющие Si от радиальных нагрузок конических роликоподшипниках № 7207. По таблице П7 [3] е=0,37

SВ=0,83·е·0,83·0,37·3115=957 Н

SГ=0,83·е·0,83·0,37·5655=1736 Н

е) Общие осевые нагрузки  на опоры.

Подшипники установлены "враспор", а сила Fa∑ направлена влево, что соответствует схеме установки "г" по таблице 9.1. При этом опора 1 соответствует В, а опора 2 обозначена Г.

Условие нагружения Fa∑ + SВ= 1776 + 957 > SГ=1736 H, т.е. III случай нагружения

SВ + Fa∑  = 957+1776=2733 H

SВ = 957 H

9.6.3. Построение эпюр изгибающих моментов (рис 9.4.).

9.6.3.1. При вращении входного вала против часовой стрелки (рис 9.5,а).

а) Плоскость ХOZ

Сечения В и Г – МВY=0; МГY=0

Сечение IV слева – MIVY =1159·55·10-3=63,7 Н·м

Сечение IV справа  – MIVY =1159·55·10-3-56510-3=20,8 Н·м

Сечение V – MVY =4239·44·10-3=186,5 Н·м

б) Плоскость ХОY

Сечения В и Г – МВZ=0; МГY=0

Сечение IV  – MIVZ =755·55·10-3=41,5 Н·м

Сечение V справа – MVZ =701·44·10-3=30,8 Н·м

Сечение V слева  – MVZ =701·44·10-3+234110-3=98,3 Н·м

в) Максимальные изгибающие моменты в сечениях IV и V

MIV=76 Н·м

MV=210,8 Н·м

9.6.3.2. При вращении входного вала по часовой стрелки (рис 9.5,б).

а) Плоскость ХOZ

Сечения В и Г – МВY=0; МГY=0

Сечение IV слева – MIVY =2422·55·10-3=133,2 Н·м

Сечение IV справа  – MIVY =2422·55·10-3-56510-3=90,3 Н·м

Сечение V – MVY =4798·44·10-3=211,1 Н·м

б) Плоскость ХОY

Сечения В и Г – МВZ=0; МГZ=0

Сечение IV  – MIVZ =1959·55·10-3=107,7 Н·м

Сечение V справа – MVZ =2993·44·10-3=131,7 Н·м

Сечение V слева  – MVZ =2993·44·10-3+234110-3=64,3 Н·м

в) Максимальные изгибающие моменты в сечениях IV и V

=171,3 Н·м

=248,8 Н·м

9.7. Расчет подшипников быстроходного вала.

9.7.1. Эквивалентная радиальная нагрузка.

RE=(X·V·Rr+Y·Ra)·KБ·KT

V=1,0; KT=1; Kб=1,8 (смотри раздел 9.4.1. расчета)

а) При вращении входного вала против часовой стрелки.

Для опоры В

Так как 2,24 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице П7 [3] у=1,62

(0,4·1·1383+1,62·3096)·1,8·1=10024 Н

 Для опоры Г

Так как 0,31 < e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=1, а у=0

1·1·4297·1,8·1=7735 Н

9.4.1.2. При вращении входного вала по часовой стрелке.

Для опоры В

Так как 0,31 < e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=1, а у=0

1·1·3115·1,8·1=5607 Н

 Для опоры Г

Так как 0,48 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице П7 [3] у=1,62

(0,4·1·5655+1,62·2733)·1,8·1=12041 Н

9.7.2. Эквивалентная нагрузка с учетом переменного режима работы.

Подшипники в опорах В и Г промежуточного вала одинаковы. Поэтому расчет ведется для наиболее нагруженного подшипника.

Страницы: 1, 2, 3