Графическая компановка редуктора

Расcтояние между вращающейся деталью

L=d_a1+d_a2/2+a_w (4.27)

где d_a1-диаметр вершин шестерни

d_a2- диаметр вершин колеса

a_w-межосевое расстояние

L=55+205/2+125=255

Зазор между вращающейся деталью и стенкой

a= L+3 (4.28)

a= 258=6.36

где L- расстояние между вращающейся деталью

Зазор между вращающейся деталью и корпусом округляем до целого числа а=7мм.

4.3.1 Компановка быстроходного вала.

Ведущий вал.

Рисунок 4.1 Схема компоновки вала

Диметр консольного участка

d₁= , (4.29)

где Т₁- крутящий момент быстроходного вала редуктора, Н ∙ м;

[τ_КР]=18 МПа – допускаемое напряжение.

d₁= =31.24мм;

Подбираем диаметр по табличным данным d₁=32 мм.

Диаметр под уплотнение

d₂=(1,05÷1,1)d₁, (4.30)

d₂=(33.6÷35.2)

Подбираем диаметр уплотнения по табличным данным d₂=35 мм.

Диаметры под подшипник

d₃=(1,15÷1,25)d₁, (4.31)

d₃=(35.2÷36.8)

Подбираем диаметр под подшипник по табличным данным d_п=35 мм.

d₃= d₇= d_п,

где d₇ – диаметр под подшипник, мм;

Диаметр буртика под подшипник

d₄=(1,1÷1,15)d_п, (4.32)

d₄=d₆=37.8÷39.6 мм.

Принимаем диаметр равный d₄=d₆=38мм.

Диаметр вершин зубьев

d₅= d_а1=55 мм.

Длина консольного участка

l₁=(2÷2.5)d₁, (4.33)

l₁=(64÷80)=70 мм.

Длина участка под уплотнение

l₂=(1÷1,25)d₂, (4.34)

l₂=35÷43.75=38 мм.

Длина вала под подшипник

l₃= l₇=В.

где В – ширина подшипника, мм.

Ориентировочно задаемся подшипником тяжелой серии радиальным шариковым. Выбираем 408 подшипник.

Динамическая грузоподъемность

d=40 мм; D=110 мм; r=3 мм; В=27 мм; С=63.7 кН

Длина буртика под подшипник

l₄=l₆=a=7 мм.

Ширина шестерни

b₁=50 мм

l₅=b₁

4.3.2 Компановка тихоходного вала.

Ведомый вал.

Рисунок 4.2 Схема компоновки вала

Диаметр консольного участка

d₁= , (4.35)

где Т₂- крутящий момент тихоходного вала редуктора, Н ∙ м;

[τ_КР]=20 МПа – допускаемое напряжение.

d₁= =48.91мм;

Выбираем табличное значение d₁=50

Диаметр под уплотнение

d₂=(1,05÷1,1)d₁, (4.36)

d₂=(52.5÷55) мм

Подбираем диаметр уплотнения по табличным данным d_y=55 мм.

Диаметры вала под подшипник

d₃=(1,1÷1,15)d₁, (4.37)

d₃=(55÷57.5)мм.

Подбираем диаметр под подшипник по табличным данным d_п=55 мм.

d₃= d₇= d_п,

где d₇ – диаметр под подшипник, мм;

Диаметр буртика

d₄=(1,05÷1,1)d_п, (4.38)

d₄=(57.75÷60.5) мм,

выбираем диаметр буртика d₄=60 мм.

Диаметр вала под зубчатое колесо

d₅= (1.05÷1.1)d_п (4.39)

d₅=(57.75÷60.5) мм,

Принимаем диаметр вала под зубчатое колесо d₅=60 мм.

Диаметр буртика под зубчатое колесо

d₆=(1.05÷1.1)d₅ (4.40)

d₆=(63÷66)

принимаем диаметр буртика d₆=65

Длина консольного участка

l₁=(2÷2.5)d₁, (4.41)

где d₁ – диаметр консольного участка, мм.

l₁=(100÷125)мм.

Примем длину l₁=100

Длина участка под уплотнение

l₂=(1÷1,25)d₂, (4.42)

где d₂ – диаметр под уплотнение, мм.

l₂=(55÷68.75) мм.

Примем длину l₂=55

Длина вала под подшипник

l_п= l₇=l₃=B.

где В – ширина подшипника, мм.

Ориентировочно задаемся подшипником средней серии радиальным шариковым. Выбираем 311 подшипник.

Динамическая грузоподъемность

d=55 мм; D=120 мм; r=3 мм; В=29 мм; С=71.5кН.

Длина буртика под подшипиник

l₄=l₆=a

a=7 мм.

Длина вала под зубчатое колесо

l₅=b₂

b₂=43 мм.

Плоскость XOY

=0

l₈= +l₂+ (4.43)

l₈=27/2+38+70/2=86.5 мм

l₉= (4.44)

l₉=27+2 7+45=86 мм

F_рем*l₈-F_r -F_x +R_by*l₉ (4.45)

Из данного выражения выразим неизвестную реакцию R_by

R_by=

R_by=(2031.9‧86.5+6739,2‧43)/86= 5413,31

=0

F_рем‧(l₈+l₉)-R_ay‧l₉+F_r‧ - F_x‧ (4.46)

Из данного выражения выразим неизвестную реакцию R_ay

R_ay=

R_ay=(2031.9‧172.5-6739,2‧43)/86=706.01

=0

F_x-R_bx=0 (4.47)

R_bx=F_x

Так как в прямозубых цилиндрических передачах F_x=0, следовательно R_bx=0

Проверка

F_рем- R_ay - F_r+R_by=0 (4.48)

2031.9-706.01-6739+5413.31= 0

0≡0

Условие выполнилось

Плоскость XOZ

F_t –R_bz‧l₉=0 (4.49)

R_bz=

R_bz=18720/2= 9360

R_az=

R_az=18720/2= 9360

Сумма изгибающих моментов

M_∑ = (4.50)

М_∑ =

М_∑ = =293250.6

Максимальный изгибающий момент в опасном сечении вала

M_max=λ (4.51)

где λ- кратность максимального момента, λ=2,2

=

= =513.72

M _max=2,2‧513.72=1130,184 Н‧мм

Суммарное напряжение в опасном сечении

σ= (4.52)

где d – диаметр вала в опасном сечении, мм;

σ=1130,184/3276.8+ 0 = 0.3449 МПа

Максимальные касательные напряжения в опасном сечении

τ= (4.53)

где d- диаметр вала в опасном сечении

T_max=λT₁ (4.54)

T_max= 2,2‧122=268,4 Н‧м

τ=268400/6553.6=40,95

Проверка статической прочности для предупреждения пластической деформации

σ= ≤ [σ] (4.55)

[σ] =0,8σ_в (4.56)

σ= =81.9

[σ] =0,8‧900 = 720 МПа

81.9 ≤ 720

Условие выполнено.

Уточненный расчет вала на выносливость.

Эквивалентное число циклов перемен напряжений быстроходного вала

N_E= ^mN_c1+ ^mN_c2+ ^mN_c3 (4.57)

где m- показатель степени m=9

N_E=( *2,567*10⁶+ ⁹*513.442*10⁶+ ⁹* 342.29*10⁶=579.24‧10⁶

Коэффициент долговечности

K_L= (4.58)

при N_E> 4‧10⁶ то K_L=1

Эффективные коэффициенты нормальных и касательных напряжений

K_σ=0.85 K_τ=0.9

Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечных сечений вала

ℇ_δ=0,74 ℇ_τ=0,74

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости вала на выносливость

K_nσ=0,84

K_nτ=0,9

Коэффициент поверхностного упрочнения вала

K_Y=1

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла

ψ_σ=0,15

ψ_τ=0,10

Нормальное напряжение в опасном сечении

σ_а= (4.59)

σ_а=293250.6/0.1*32²=89.5

σ_m= (4.60)

σ_m= =0

Касательные напряжения по отнулевому циклу

τ_а= τ_m=0,5* τ_кр= (4.61)

τ_а=12000/0.4*32³=9.31

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

n_σ= (4.62)

где -предел прочности по нормальным напряжениям, .

n_σ= =3,7 МПа

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

n_τ= (4.63)

где - предел прочности по касательным напряжениям,

n_τ= = 16,095

Коэффициент запаса выносливости на сопротивление усталости по совместному действию переменных нормальных и касательных напряжений

n= (4.64)

n ≥ [n]

[n]=1,5…2,5

n= = 3.6

Условие выполнилось

Дата добавления: 2015-09-02