Цилиндрический редуктор (стр. 4 из 5)

Подбираем подшипник 36207 со следующими параметрами:

d=35, D=72мм, В=17мм, С=23.5КН, С0=17.8КН, Fr1=805.4

17800Н

условие статической грузоподъемности выполняется

Эквивалентная нагрузка составляет:

Рэ=(XVFr1+YFa)KбКт=(0.45*805.4+1.81*317.23)=936.6Н

V=1 – вращается внутреннее кольцо, Кб=Кт=1 – при температуре до 100 градусов

Отношение Fa/C0=317.23/17800=0.0178, значит е=0,3

Отношение Fa/Fr1=317.23/805.4=0.39

e=0.3, значит X=0.45, Y=1.81

Расчетная долговечность составляет

Расчетная долговечность в часах составляет

Для зубчатых редукторов ресурс работы принят равным 40000часам, следовательно, расчетная долговечность подшипников намного превышает ресурс редуктора, подшипники подходят для данного вала.

10.Расчет валов на статическую прочность и выносливость.

Выходной вал редуктора

Проверим наиболее опасное сечение

Изгибающий момент

Напряжение изгиба (амплитуда переменных составляющих цикла)

Напряжение кручения (амплитуда переменных и постоянных составляющих цикла)

Находим максимальное эквивалентное напряжение по формуле:

где

– коэффициент перегрузки;

- коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Зависят от механических характеристик материала.

Пределы выносливости (где

- предел прочности стали 45)

- масштабный фактор

- фактор шероховатости поверхности

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе

- коэффициент концентрации напряжений при кручении

Запас сопротивления усталости по изгибу:

;

Запас сопротивления по кручению:

;

Запас сопротивления усталости

Рассчитывать вал на жесткость нет смысла, так как коэффициент запаса получился больше двух с половиной. Расчет на жесткость требуется при коэффициенте менее 2,5.

11. Проверка прочности шпоночных соединений

Рис.6. Геометрия шпоночного соединения

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТу 23360-78.

Материал шпонок – саль 45

- предел текучести материала

Допускаемое напряжение смятия:

, где

- допускаемый коэффициент запаса прочности;

Шпонка на входном валу(на муфте)

Диаметр вала d=20мм, момент на валу Т=30,6Нм

Шпонка под цилиндрическим колесом

Диаметр вала в месте посадкиd=40мм, T=120Нм

Шпонка под конической шестерней

Диаметр вала в месте посадки d=30мм, Т=120Нм

12.Расчет посадки с натягом

Цилиндрическое колесо и выходной вал редуктора

Диаметр вала в месте посадки:

мм; диаметр ступицы:

мм; длина ступицы:

мм;

мм; шероховатости вала и отверстия

мкм. Сборка осуществляется методом прессования.

Рис.7. Схема посадки с натягом

Окружная сила

K=2 – коэффициент запаса

f=0.1 – коэффициент трения

Давление на поверхность контакта

;

Определяем расчетный натяг:

мм,

где Е₁ = Е₂ = 2,1×10⁵ МПа – модули упругости стали для вала и колеса:

m₁ = m₁ = 0,3 – коэффициенты Пуассона стали для вала и втулки;

;

Определяем потребный минимальный натяг:

мм,

где u = 1,2(R_z₁ + R_z₂) = 1,2(6,3 + 6,3) = 0,015 мм – поправка на срезание и сглаживание шероховатости поверхности при запрессовке.

По таблицам стандарта этот минимальный вероятностный натяг может гарантировать посадка ¯40

мм- наименьший табличный натяг

мм – наибольший табличный натяг

Проверяем условие прочности с учетом заданной вероятности отказа, где

С=0,5 – соответствует вероятности Р=0,9986 обеспечения условия

; 0,0423

0,0249 - условие прочности соединения удовлетворяются

Удельное давление вызывающее пластические деформации в деталях:

- для ступицы

- для вала