где kв = 1,05 – коэффициент нагрузки вала,
Fоп = 1,05 · 1511,5 + 2 · 42,01 = 1671,2 H.
Таблица 5.1 Параметры цепной передачи, мм
| Проектный расчет | |||
| Параметр | Значение | Параметр | Значение |
| Тип цепи | ПР-19,05-3180 | Диаметрделительнойокружностизвездочек: | |
| Шаг цепи р | 19,05 | ведущей d∂1 | 140 |
| Межосевоерасстояние а | 752,5 | ведомой d∂2 | 480 |
| Длина цепи l | 2514,6 | Диаметрокружностивыступовзвездочек : | |
| Число звеньев lt | 132 | ведущей De1 | 150,2 |
| Число зубьевзвездочки: | ведомой De2 | 490,4 | |
| ведущей z1 | 23 | Диаметрокружностивпадин звездочек | |
| ведомой z2 | 79 | ведущей Di1 | 136,1 |
| Сила давленияцепи на вал Fоп, H | 1671,2 | ведомойDi2 | 477,9 |
| Проверочный расчет | |||
| Параметр | Допускаемоезначение | Расчетноезначение | Примечание |
| Частота вращенияведущейзвездочки n1, об/мин | 787 | 239 | Недогрузка 70% |
| Числоударов цепи U | 27 | 3 | Недогрузка 88,8% |
| Коэффициентзапасапрочности s | 8,156 | 20,4 | - |
| Давлениев шарнирахрц, Н / мм2 | 25,5 | 25 | Недогрузка 2% |
Задача 6. Нагрузки валов редуктора
Редукторные валы испытывают два вида деформации — изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.
6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач
Значения сил приведены в табл. 6.1.
Таблица 6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи
| Силы в зацеплении | Значение силы, Н | |
| на шестерне | на колесе | |
| Окружная | Ft1 = Ft2 = 1650,8 H | Ft2 = 2 T2 · 103/d2 = =2 · 105,4 · 1000 / 127,69 = 1650,8 H |
| Радиальная | Fr1 = Fr2 = 616,2 H | Fr2 = Ft2 tg / cos = =1650,8 · tg20 / cos 12,83857 = 616,2 H |
| Осевая | Fa1 = Fa2 = 376,2 H | Fa2 = Ft2 tg = =1650,8 · tg 12,83857 = 376,2 H |
6.2 Определение консольных сил
Значения консольных сил приведены в табл. 6.2.
Таблица 6.2 Консольные силы
| Вид открытойпередачи | Характер силы | Значение силы,Н |
| цепнаяпередача | Радиальная | Fоп = [kв] F + 2 F0 =1671,2 Н |
| муфта | Радиальная | Fм1 = 50√Т1..125√Т1 =1000 Н |
Задача 7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость.
Они испытывают сложную деформацию — совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.
7.1 Выбор материала валов
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. В качестве материала применяем термически обработанную сталь 40Х со следующими механическими характеристиками:
| В | -l | F | |
| Н / мм2 | |||
| Шестерня | 900 | 410 | 232,5 |
| Колесо | 900 | 410 | 220,5 |
7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета опускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [t]к = 10...20 Н/мм2.
При этом меньшие значения [t]к — для быстроходных валов, большие — для тихоходных.
7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.
Определяем расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала, мм.
Результаты вычислений представлены в табл. 7.1.
Таблица 7.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатого редуктора
| Ступень вала | Вал-шестерня цилиндрическая | Вал колеса |
| 1-я | d1 = 3√(Mk · 103 / 0,2[t]k) ==3√(27300/(0,2 · 15) = 20 мм | d1 = 3√(Mk · 103 / 0,2[t]k) == 3√(105400/(0,2 · 20) = 30 мм |
| под элементоткрытойпередачи илиполумуфту | l1 = 1,5 · d1 = 30 мм | l1 = 1,3 · d1 = 40 мм |
| 2-я | d2 = d1 + 2t ==20 + 2 · 2,2 = 24,4≈ 25мм | d2 = d1 + 2t == 30 + 2 · 2,2 = 34,4 ≈ 35 мм |
| под уплотнениекрышки сотверстием иподшипник | l2 = 1,5 d2 = 1,5 · 25 == 36 мм | l2 = 1,25 d2 = 1,25 · 35 = 44 мм |
| 3-я | d3 = d2 + 3,2r ==25 + 3,2 · 1,6 = 30 ммd3 =28 мм | d3 = d2 + 3,2r = 35 + 3,2 · 2,5 = =42 мм |
| под шестерню, колесо | l3 – определяем графически на эскизной компоновке | |
| 4-я | d4 = d2 = 25мм | d4 = d2 = 35 мм |
| под подшипник | l4 = 28 мм | l4 = 34 мм |
7.4 Предварительный выбор подшипников качения
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки. По табл. 7.2 /1/ выбираем подшипники для валов.
Для быстроходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники типа 7205 со схемой установки 3 (враспор).
Для тихоходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии типа 7207 со схемой установки 3 (враспор).
7.5 Эскизная компоновка редуктора
Составляем после вычерчивания эскизной компоновки табличный ответ к задаче (см. табл. 7.2).
Таблица 7.2 Параметры ступеней валов и подшипников
| Вал | Размеры ступеней, мм | Подшипники | ||||||
| d1 | d2 | d3 | d4 | Типо-раз-мер | dxDxB(Т), мм | Динамическаягрузо-подъем-ность Сr, кН | Статическаягрузо-подъем-ность С0r, кН | |
| l1 | l2 | l3 | l4 | |||||
| Б | 20 | 25 | 28 | 25 | 7205 | 25x52x16,5 | 23,9 | 17,9 |
| 30 | 36 | 68 | 28 | |||||
| Т | 30 | 35 | 42 | 34 | 7207 | 35x72x18,5 | 35,2 | 26,3 |
| 40 | 44 | 68 | 34 | |||||
Задача 8. Проверочный расчет подшипников
Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Сrр, Н, с базовой Сr, Н, или базовой долговечности L10h, ч, (L10, млн. оборотов), с требуемой Lh, ч, по условиям:
Crp ≤ Cr и L10h ≥ Lh.
Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Сr представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности L10h, составляющей 106 оборотов внутреннего кольца.
8.1 Определение пригодности подшипников на быстроходном валу
Проверить пригодность подшипника 7205 быстроходного вала.
Осевая сила в зацеплении Fa= 376,2 Н. Реакции в подшипниках
Rr1= 856,3 H; Rr2= 912,2 H.
Характеристика подшипников: Сr= 23,9 кН; С0r= 17,9 кН; Х=0,40, V=1,0 , Кб=1,1, КT=1. Требуемая долговечность подшипников Lh= 15 ∙103 ч.
1. Определяем составляющие радиальных реакций:
Rs1=0,83еRr1=0,83·0,36·856,3=255,86 Н
Rs2=0,83еRr2 =0,83·0,36·912,2=272,56 Н
2.Определяем осевые нагрузки подшипников
Так как Rs1< Rs2 и Fa > Rs2- Rs1 , то Rа1 = Rs1=255,86 Н,
Rа2= Rа1+ Fa =255,86 +376,2=632 Н
3. Определяем соотношения:
Ra1/(VRr1) =255,86/(1· 856,3) =0,29
Ra2/(VRr2) = 632 / (1 · 912,2) = 0,69
4. По соотношениям Ra1/(VRr1)<е и Ra2/(VRr2)>е выбираем соответствующие формулы для определения RЕ
RE1=VRr1КбКТ =1 ·856,3· 1,1·1=942 Н
RE2 = (XVRr2 + YRа2) KбKт =(0,4 · 1 · 912,2 + 1,67 · 632) · 1,1 · 1 = 1562Н
5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле:
Сrp = RE2m√60 · n · Lh/( а1·106 · а23)= 1562 · 3,33√60 · 955 · 15· 103/( 0,7· 106)= =13217,5 H < Сr =23900 H — подшипник пригоден.
6. Рассчитываем долговечность подшипника:
L10h = (а1·106 · а23 /(60· n)) · (Сr / RE2)3,33 = 106 · 0,7·( 23900 / 1562) 3,33 / (955 · 60) = =105 > 15000 ч. — подшипник пригоден.
8.2 Определение пригодности подшипников на тихоходном валу.
Проверить пригодность подшипника 7207 тихоходного вала.
Осевая сила в зацеплении Fa= 376,2 Н. Реакции в подшипниках