Цилиндрическое колесо 2-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ= (1,5...1,8) · dвала (5.16)

dступ= (1,5...1,8) · 60 = 90...108 мм. Принимаем dступ= 90 мм.

Длина ступицы:

Lступ= (0,8...1,5) · dвала (5.17)

Lступ= (0,8...1,5) · 60 = 48...90 мм. Принимаем длину ступицы: Lступ60 мм.

Толщина обода:

dо= (2,5...4) · mn (5.18)

dо= (2,5...4) · 2 = 5...8 мм,

здесь: mn= 2 мм - модуль нормальный. Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, то принимаем: dо= 8 мм.

Толщина диска:

С = (0,2...0,3) · b4 (5.19)

C = (0,2...0,3) · 45 = 9...13,5 мм, здесь b4= 45 мм - ширина зубчатого венца.

Принимаем: С = 9 мм.

Толщина рёбер: s = 0,8 · C = 0,8 · 9 = 7,2 мм» 7 мм. (5.20)

Внутренний диаметр обода:

Dобода= Da4- 2 · (2 · mn+ do) (5.21)

Dобода= 292 - 2 · (2 · 2 + 8) = 268 мм

Диаметр центровой окружности:

DC отв.= 0,5 · (Doбода+ dступ.) = 0,5 · (268 + 90) = 179 мм» 180 мм. (5.22)

Диаметр отверстий:

Dотв.= = = 44,5 мм» 44 мм. (5.23)

Фаска:

n = 0,5 · mn= 0,5 · 2 = 1 мм (5.24)

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора:

d = 0.025 · aw+ 1 = 0.025 · 180 + 1 = 5,5 мм (6.1)

Так как должно быть d ³ 8.0 мм, принимаем d = 8.0 мм.

d1= 0.02 · aw+ 1 = 0.02 · 180 + 1 = 4,6 мм (6.2)

Так как должно быть d1³ 8.0 мм, принимаем d1= 8.0 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b = 1.5 · d = 1.5 · 8 = 12 мм. (6.3)

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b1= 1.5 · d1= 1.5 · 8 = 12 мм. (6.4)

Толщина нижнего пояса корпуса:

без бобышки: p = 2.35 · d = 2.35 · 8 = 18,8 мм, (6.5)

округляя в большую сторону, получим p = 19 мм.

при наличии бобышки: p1= 1.5 · d = 1.5 · 8 = 12 мм. (6.6)

p2 = (2,25...2,75) · d = 2.65 · 8 = 21,2 мм., (6.7)

округляя в большую сторону, получим p2= 22 мм.

Толщина рёбер основания корпуса: m = (0,85...1) · d = 0.9 · 8 = 7,2 мм. (6.8)

Округляя в большую сторону, получим m = 8 мм.

Толщина рёбер крышки: m1= (0,85...1) · d1= 0.9 · 8 = 7,2 мм. (6.9)

Округляя в большую сторону, получим m1= 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов (их число ³ 4):

d1= (0,03...0,036) · aw(тихоходная ступень)+ 12 (6.10)

d1= (0,03...0,036) · 180 + 12 = 17,4...18,48 мм.

Принимаем d1= 20 мм.

Диаметр болтов:

у подшипников:

d2= (0,7...0,75) · d1= (0,7...0,75) · 20 = 14...15 мм. (6.11)

Принимаем d2= 16 мм.

соединяющих основание корпуса с крышкой:

d3= (0,5...0,6) · d1= (0,5...0,6) · 20 = 10...12 мм. (6.12)

Принимаем d3= 12 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d2(см. рис. 10.18[1]):

e ³ (1...1,2) · d2= (1...1.2) · 16 = 16...19,2 = 17 мм; (6.13)

q ³ 0,5 · d2+ d4= 0,5 · 16 + 5 = 13 мм; (6.14)

где крепление крышки подшипника d4= 5 мм.

Высоту бобышки hбпод болт d2выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб.

Проверка долговечности подшипников

Из прошлых расчётов имеем F_t3=3268,033 Н, F_r3= 1189,467 Н

8.1 Расчёт реакций в опорах 1-го вала

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 2 выводим:

Rx1= (8.1)

Rx1= = -621,273 H

Ry1= (8.2)

Ry1= = -1634,016 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

Rx2= (8.3)

Rx2= = 3527,455 H

Ry2= (8.4)

Ry2= = -1634,017 H

Суммарные реакции опор:

R1= = = 1748,139 H; (8.5)

R2= = = 3887,538 H; (8.6)

Й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 407 тяжелой серии со следующими параметрами:

d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 100 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 55,3 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 31,6 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 11. Шарикоподшипник радиальный однорядный с маслозащитным кольцом.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 1748,139 H;

Pr2= 3887,538 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Осевая сила, действующая на вал: Fa= 0 Н.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ= (Х · V · Pr2+ Y · Pa) · Кб· Кт, (8.7)

где - Pr2= 3887,538 H - радиальная нагрузка; Pa= Fa= 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,19.

Отношение 0 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ= (1 · 1 · 3887,538 + 0 · 0) · 1,6 · 1 = 6220,061 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 702,735 млн. об. (8.8)

Расчётная долговечность, ч.:

Lh= 27857,472 ч, (8.9)

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n1= 420,435 об/мин - частота вращения вала.

8.3 Расчёт реакций в опорах 2-го вала

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 выводим:

Rx3= (8.10)

Rx3= = -594,733 H

Ry3= (8.11)

Ry3= = 1634,016 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

Rx4= (8.12)

Rx4= = -594,733 H

Ry4= (8.13)

Ry4= = 1634,016 H

Суммарные реакции опор:

R3= = = 1738,884 H; (8.14)

R4= = = 1738,884 H; (8.15)

Номинальная радиальная нагрузка, приложенная к посадочной поверхности выходного конца вала, должна быть по ГОСТ 16162-85 или по ГОСТ Р 50891-96 "Редукторы общемашиностроительного применения. Общие технические условия" для тихоходного вала:

Fм1= 125 · = 125 · = 2664,124 Н,

где T2= 454,243 Н·м - момент на валу.

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 получаем:

R3(м1)= (8.16)

R3(м1)= = -5550,258 H

Из условия равенства суммы сил нулю, получаем:

R4(м1)= (8.17)

R4(м1)= = 2886,134 H

Й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 311 средней серии со следующими параметрами:

d = 55 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 120 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 71,5 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 41,5 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 12. Шарикоподшипник радиальный однорядный с маслозащитным кольцом.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr3= R3+ R3(м1)= 1738,884 + 5550,258 = 7289,142 H; (8.18)

Pr4= R4+ R4(м1)= 1738,884 + 2886,134 = 4625,018 H. (8.19)

Здесь R3(м1)и R4(м1)- реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Осевая сила, действующая на вал: Fa= 0 Н.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ= (Х · V · Pr3+ Y · Pa) · Кб· Кт, (8.20)

где - Pr3= 7289,142 H - радиальная нагрузка; Pa= Fa= 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,19.

Отношение 0 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ= (1 · 1 · 7289,142 + 0 · 0) · 1,6 · 1 = 11662,627 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 230,425 млн. об. (8.21)

Расчётная долговечность, ч.:

Lh= 36537,573 ч, (8.22)

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n2= 105,109 об/мин - частота вращения вала.

Таблица 10. Подшипники.

Валы	Подшипники
1-я опора	2-я опора
Наименование	d, мм	D, мм	Наименование	d, мм	D, мм
1-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 407тяжелой серии			шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 407тяжелой серии
2-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 311средней серии			шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 311средней серии

9 Уточннный расчёт валов

9.1 Расчёт моментов 1-го вала

MxА= 0 Н · мм

MyА= 0 Н · мм

MА= = = 0 H · мм (10.1)

MxБ= (10.2)

MxБ= = -98040,99 H · мм

MyБ= (10.3)

MyБ= = -37276,377 H · мм

MБ= = = 104888,341 H · мм (10.4)

MxВ= 0 Н · мм

MyВ= (10.5)

MyВ= = -145920,775 H · мм

MВ= = = 145920,775 H · мм (10.6)

MxГ= 0 Н · мм

MyГ= 0 Н · мм

MГ= = = 0 H · мм (10.7)

Дата добавления: 2015-10-30