Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АрхитектураБиологияГеографияДругоеИностранные языки
ИнформатикаИсторияКультураЛитератураМатематика
МедицинаМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогика
ПолитикаПравоПрограммированиеПсихологияРелигия
СоциологияСпортСтроительствоФизикаФилософия
ФинансыХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника

Графическая компановка редуктора

РЕДУКТОР | Подбор и расчет шпонок | Подбор масла |


Читайте также:
  1. D)графическая среда, на которой отображаются объекты и элементы управления Windows.
  2. I. Демографическая политика
  3. II. Расчет зубчатых колес редуктора
  4. II. Расчет зубчатых колес редуктора
  5. II. Расчет зубчатых колес редуктора.
  6. II. Расчет редуктора
  7. III. Предварительный расчет валов редуктора

Расcтояние между вращающейся деталью

L=da1+da2/2+aw (4.27)

где da1-диаметр вершин шестерни

da2- диаметр вершин колеса

aw-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;

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 dп=35 мм.

d3= d7= dп,

где d7 – диаметр под подшипник, мм;

Диаметр буртика под подшипник

d4=(1,1÷1,15)dп, (4.32)

d4=d6=37.8÷39.6 мм.

Принимаем диаметр равный d4=d6=38мм.

Диаметр вершин зубьев

d5= dа1=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;

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 dy=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 dп=55 мм.

d3= d7= dп,

где d7 – диаметр под подшипник, мм;

Диаметр буртика

d4=(1,05÷1,1)dп, (4.38)

d4=(57.75÷60.5) мм,

выбираем диаметр буртика d4=60 мм.

Диаметр вала под зубчатое колесо

d5= (1.05÷1.1)dп (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

lп= 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

Fрем*l8-Fr -Fx +Rby*l9 (4.45)

Из данного выражения выразим неизвестную реакцию Rby

Rby=

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

=0

Fрем‧(l8+l9)-Ray‧l9+Fr - Fx (4.46)

Из данного выражения выразим неизвестную реакцию Ray

Ray=

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

=0

Fx-Rbx=0 (4.47)

Rbx=Fx

Так как в прямозубых цилиндрических передачах Fx=0, следовательно Rbx=0

Проверка

Fрем- Ray - Fr+Rby=0 (4.48)

2031.9-706.01-6739+5413.31= 0

0≡0

Условие выполнилось

Плоскость XOZ

Ft –Rbz‧l9=0 (4.49)

Rbz=

Rbz=18720/2= 9360

Raz=

Raz=18720/2= 9360

Сумма изгибающих моментов

M = (4.50)

М =

М = =293250.6

Максимальный изгибающий момент в опасном сечении вала

Mmax (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

Tmax=λT1 (4.54)

Tmax= 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] =0,8σв (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

NE= mNc1+ mNc2+ mNc3 (4.57)

где m- показатель степени m=9

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

Коэффициент долговечности

KL= (4.58)

при NE> 4‧106 то KL=1

Эффективные коэффициенты нормальных и касательных напряжений

Kσ=0.85 Kτ=0.9

Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечных сечений вала

δ=0,74 ℇτ=0,74

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости вала на выносливость

K=0,84

K=0,9

Коэффициент поверхностного упрочнения вала

KY=1

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла

ψσ=0,15

ψτ=0,10

Нормальное напряжение в опасном сечении

σа= (4.59)

σа=293250.6/0.1*322=89.5

σm= (4.60)

σm= =0

Касательные напряжения по отнулевому циклу

τа= τm=0,5* τкр= (4.61)

τа=12000/0.4*323=9.31

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

nσ= (4.62)

где -предел прочности по нормальным напряжениям, .

nσ= =3,7 МПа

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

nτ= (4.63)

где - предел прочности по касательным напряжениям,

nτ= = 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; просмотров: 57 | Нарушение авторских прав


<== предыдущая страница | следующая страница ==>
Расчет передачи.| Расчет подшипников качения

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.022 сек.)