Червячный одноступенчатый редуктор (стр. 3 из 4)

Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

Rа =

Rв =

Определяем суммарный изгибающий момент, Н м.

М2 =

9. Расчётная схема валов редуктора (Ш. стр. 126)

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (вал-червяк)

Таблица 4. Определение эквивалентной нагрузки.

Определяемая величина.	Обозначение.	Конические роликовые подшипники.
		Быстроходный вал.	Тихоходный вал.
Коэффициент радиальной нагрузки.	X	0,4	0,4
Коэффициент осевой нагрузки.	Y	1,66	1,45
Коэффициент влияния осевого нагружения.	e	0,32	0,41
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника, Н.	RS	RS1=0,83eRr1= =0,83·0,32·1561=414,6	RS2=0,83eRr2= =0,83·0,41·1561=531,2
Осевая нагрузка подшипника, Н.	Ra	Ra1=RS1=414,6	Ra2=RS1+Fa2= =414,6 +2662,5=3077
Радиальная нагрузка подшипника, Н.	Rr	Rr1=RB=3206	Rr2=9309
Осевая сила в зцеплении, Н.	Fa	Fa1=4336	Fa2=2662,5
Статическая грузоподъёмность, Н.	C0r	C0r1=46	C0r2=38
Коэффицицент безопасности.	Кб	Кб=1,2	Кб=1,2
Температурный коэффициент.	КТ	КТ=1	КТ=1
Коэффициент вращения.	V	V=1	V=1

10. Проверочный расчёт подшипников

Определение эквивалентной динамической нагрузки. (стр.128 (табл.9.1), Ш.)

RE=(XVRr+YRa)·КбКТ при

;

RE=VRrКбКТ при

, где

RE- эквивалентная динамическая нагрузка, Н.

а) расчёт эквивалентной динамической нагрузки для быстроходного вала:

< => рассчитываем RE по следующей формуле:

RE1= VRr1КбКТ=1·3206·1,2·1=3847,2

б) расчёт эквивалентной динамической нагрузки для тихоходного вала:

<e => рассчитываем RE по следующей формуле:

RE1= VRr2КбКТ=1·9309·1,2·1=11170,8

Рассчитать динамическую грузоподъёмность Сrp. (стр.128 Ш.)

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 106 оборотов внутреннего кольца.

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической нагрузки Сrp, с базовой Сr, или базовой долговечности L10h ,с требуемой Lh по условиям Crp

или L10h

а) расчет динамической грузоподъёмности для быстроходного вала.

Crp1= Re

(Н).

Сrp1< Cr1

б) расчет динамической грузоподъемности для тихоходного вала.

Сrp2=

(H).

Crp2< Cr2

Рассчитать базовую долговечность L10h (cтр 128 Ш.)

а) расчет базовой долговечности для быстроходного вала.

L10h1=

(ч)

L10h1> Lh

б) расчет базовой долговечности для тихоходного вала.

L10h2=

(ч)

L10h2> Lh

Так как в результате расчетов выдержано условие Сrp< Cr и, как следствие, L10h > Lh ,то предварительно выбранные подшипники пригодны для конструирования подшипниковых узлов.

11. Проверка точности шпоночных соединений.(Чернавский стр.169 табл.8.9 )

Расчет напряжения смятия

, Мпа.

Тихоходный вал

а) под колесом

, где

Т2- крутящий момент на тихоходном валу, Н/мм2.

d3 =72 – диаметр вала в месте установки шпонки, мм.

h =12 – высота шпонки, (ГОСТ 24071-80) ,мм.

t1 =7,5 – глубина паза вала (ГОСТ 24071-80) ,мм.

допускаемое напряжение ;при стальной ступице и спокойной нагрузке .

.

Шпонка 20´12´36 ГОСТ 23360-78.

б) под полумуфтой

, где

d1 =55,7 –диаметр вала в месте установки шпонки ,мм.

h =10 –высота шпонки ,мм.

t1 =6- глубина паза вала ,мм.

l=56 – длина шпонки ,мм.

Шпонка 16´10´56 ГОСТ 23360-78.

Быстроходный вал :

а) под полумуфту

,где

d1 =35- диаметр вала в месте установки шпонки ,мм .

h =8 –высота шпонки ,мм.

t1 =4 –глубина паза вала ,мм.

l =32 –длина шпонки ,мм.

Шпонка 10´8´32 ГОСТ 23360-78.

Проверка шпонок на срез.

Тихоходный вал.

,

Следовательно условие,

,выполнено для обоих шпонок тихоходного вала.

Быстроходный вал.

,где

b =10 –ширина шпонки ,мм.

Следовательно условие

,выполнено.

13. Уточнённый расчет валов. (Чернавский стр.383, 311.)

Уточнённый расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями

. Прочность соблюдена при s≥ .

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Проверочный расчёт быстроходного вала.(Чернавский стр.311, 383, 165)

Расчет на жесткость.

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка:

Стрела прогиба :

f=

Допускаемый прогиб :

.

Таким образом, жесткость обеспечена, так как выполнено условие

.

Определение коэффициента запаса прочности s.

Предел выносливости при симметирчном цикле изгиба:

σ-1=0,43σВ= 387 (Н/мм2).

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

τ –1=0,58σ-1=224,5 (Н/мм2).

Коэффициент запаса прочности:

, где

амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

τv= τm=

;

(мм3)- момент сопротивления при кручении;

(Н/мм2).

Принимаем kτ=1,37- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений (табл.8.2, Ч.), ετ=0,7- масштабный фактор для касательных напряжений (табл.8.8, Ч.), ψτ=0,1 (стр.166, Ч.);

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

, где

(Н/мм2),

ψσ=0,2 (стр.163, Ч.),

σv=

Н/мм2 (стр.162, Ч.),

kσ=1,8- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений (табл.8.2, Ч.),

εσ=0,88- масштабный фактор для нормальных напряжений;

;

Результирующий коэффициент запаса прочности:

>[s], где [s]=1,7.

Проверочный расчёт тихоходного вала.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: