Расчет и проектирование приводной станции (стр. 3 из 4)
рис. 6 действующие нагрузки на промежуточный вал
Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий Ft2Б и Ft1т в плоскости ОУZ:
Ra1 = RB1 = ∑ Ft/2 = -2*Ft2б + Ft1т /2 = -2*0,488 + 2,328/2 = 0,676 кН;
Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий Fr2Б и Fr1т в плоскости ОXZ:
Ra2 = RB2 = ∑ Fr/2 = -2*Fr2б + Fr1т /2 = -2*0,204 + 0,847 /2 = 0,2195 кН;
Реакции в подшипниках от усилий:
Ra = RB = √ Ra1 ² + Ra2 ² = √0,676 ² + 0,2195 ² = 0,711 кН.
Определим радиальную нагрузку, действующую на подшипник [3]:
Р = Х*V* Ra*kσ*kт,
Где Х=1 – коэффициент радиальной нагрузки;
V=1 – коэффициент вращения;
Kσ=1,3…1,5 – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки: умеренные толчки;
Kт=1 – температурный коэффициент.
Получим:
Р = 1*1*0,711*1,4*1 = 0,995 кН;
Определим долговечность работы по формуле [3]:
р
L = а1* а2*(С/р) *10 /60*п,
где С = 10 кН – паспортная динамическая грузоподъемность;
Р = 0,995 кН – эквивалентная нагрузка;
р = 3 – для шариковых подшипников;
а1 = 1 – коэффициент надежности;
а2 = 0,75 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;
получим:
L = 1*0,75*(10/0,995) ³*10 /60*296,3 = 42826 ч;
Необходимо соблюдение условия:
L > Lhe = Lh*μ = 18000*0,25 = 4500 ч;
42826 ч > 4500 ч.
12. Расчет промежуточного вала на прочность
Определим расстояния между сечениями вала:
а = 31 мм;
b = 38 мм;
Построим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рис. 7):
1. М(z) = Ra1*z, при 0 < z < a;
М(0) = Ra1*0 = 0;
М(а) = Ra1*а = 676*0,031 = 20,96 Н*м;
2. М(z) = Ra1*(а + z) + Ft2б*z, при а < z < (a + b);
М(0) = Ra1*а = 676*0,031 = 20,96 Н*м;
М(b) = Ra1*(а + b) + Ft2б*b = 676*(0,031 + 0,038) + 488*0,038 = 65,2 Н*м;
3. М(z) = Ra1*(а + b + z) + Ft2б*(b + z) - Ft1т*z, при (а + b) < z < (a + b + b);
М(0) = Ra1*(а + b) + Ft2б*b = 676*(0,031 + 0,038) + 488*0,038 = 65,2 Н*м;
М(z) = Ra1*(а + b + b) + Ft2б*(b + b) - Ft1т*b = 676*(0,031 + 0,038 + 0,038) +
+ 488*(0,038 + 0,038) - 2328*0,038 = 20,96 Н*м;
4. М(z) = RB1*z, при 0 < z < a;
М(0) = RB1*0 = 0;
М(а) = RB1*а = 676*0,031 = 20,96 Н*м;
Построим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рис. 7):
1. М(y) = Ra2*y, при 0 < y < a;
М(0) = Ra2*0 = 0;
М(а) = Ra2*а = 219,5*0,031 = 6,8 Н*м;
2. М(y) = Ra2*(а + y) + Fr2б*y, при а < y < (a + b);
М(0) = Ra2*а = 219,5*0,031 = 6,8 Н*м;
М(b) = Ra2*(а + b) + Fr2б*b = 219,8*(0,031 + 0,038) + 204*0,038 = 22,9 Н*м;
3. М(y) = Ra2*(а + b + y) + Fr2б*(b + y) - Fr1т*y, при (а + b) < y < (a + b + b);
М(0) = Ra2*(а + b) + Fr2б*b = 219,8*(0,031 + 0,038) +204*0,038 = 22,9Н*м;
М(a) = Ra2*(а + b + b) + Fr2б*(b + b) - Fr1т*b = 219,5*(0,031 + 0,038 + 0,038) + 204*(0,038 + 0,038) - 847*0,038 = 6,8 Н*м;
4. М(y) = RB2*y, при 0 < y < a;
М(0) = RB2*0 = 0;
М(а) = RB2*а = 219,5*0,031 = 6,8 Н*м;
Найдем суммарный изгибающий момент:
М ∑ = √Му ² + Мz ²;
М(0) ∑ = 0;
М(а) ∑ = √М(а) 1 + М(а) 2 = √20,96 ² + 6,8 ² = 22,04 Н*м;
М(а + b)) ∑ = √М(b) 1 + М(b) 2 = √65,2 ² + 22,9 ² = 69,1 Н*м;
Максимальный изгибающий момент М ∑ = 69,1 Н*м,
Крутящий момент Т = 64,02 Н*м.
Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (σа = σтах, σМ = 0), а касательные напряжения - по пульсирующему циклу (τа = τМ = 0,5*τ). Материал вала - сталь 45
(σТ = 580 МПа, σв = 850 МПа, σ-1 = (0,4…0,5) σв = (0,4…0,5)*850 =(340…425)= 400 МПа, τ-1 = (0,2…0,3) σв = (0,2…0,3)*850 = (170…255) = 200 МПа).
Опасным сечением является сечение, где находится максимальный момент на валу - М ∑ = 69,1 Н*м.
τа = τМ = 0,5*τ = 0,5*Т/0,2*d ³ = 0,5*64,02*10 ³/02*55 ³ = 0,96 МПа;
σа = М/0,1*d ³ = 69,1*10 ³/0,1*55 ³ = 4,15 МПа;
Запас прочности рассчитаем по формуле:
sσ * sτ
s =,√ sσ ²* sτ ²
σ-1
sσ =, гдеkσ* σа/εσ*β + ψσ*σT
kσ = 2,5 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;
εσ = 0,72 - масштабный фактор;
β = 1 - фактор шероховатости поверхности;
ψσ = 0,15 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;
400
sσ = = 3,94;2,5*4,15/0,72*1 + 0,15*580
τ-1
sτ = , гдеkτ* τа/ετ*β + ψτ* τМ
kτ = 1,8 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при кручении;
ετ = 0,72 - масштабный фактор;
β = 1 - фактор шероховатости поверхности;
ψτ = 0,1 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;
200
sσ = = 80,1;1,8*0,96/0,72*1 + 0,1*0,96
80,1*3,94
s = = 3,93.√80,1 ² + 3,94 ²
условие прочности соблюдается:
s > [s] = 1,5.
Проверим статическую прочность при перегрузках:
σэкв = √σи ² + 3*τ ² < [σ], где
σи = 2*М/0,1*d ³ = 2*69,1*10 ³/0,1*55 ³ = 8,3 МПа;
τ = Т/0,2*d ³ = 64,02*10 ³/0,2*55 ³ = 1,92 МПа;
[σ] = 0,8* σT = 0,8*580 = 464 МПа;
σэкв = √8,3 ² + 3*1,92 ² = 8,94 МПа;
σэкв < [σ]
8,94 МПа < 464 МПа.
рис. 7.
14. Расчет шпонок
рис. 8. Напряжения в соединении призматической шпонкой
Для колеса тихоходной ступени с диаметром вала d = 42 мм выбираем призматическую шпонку, имеющую размеры [1 ]:
b = 12 мм;
h = 8 мм;
Длину шпонки найдем из условия прочности для призматических шпонок [2 ]:
σсм = 4*Т/h*l*d ≥ [σсм], где
Т - вращающий момент на колесе тихоходной ступени;
h - высота шпонки;
l - длина шпонки;
[σсм] = 80…150 МПа - допускаемое напряжение;
Откуда:
l = 4*Т/[σсм]*h*d = 4*242,82*10 ³/120*8*42 = 24,1 мм;
L = l + b = 24,1 + 12 = 36,1 мм;
Принимаем длину шпонки L = 45 мм.
Для колеса быстроходной ступени с диаметром вала25 мм выбираем призматическую шпонку, имеющую размеры [1 ]:
b = 8 мм;
h = 7 мм;
Длину шпонки найдем из условия прочности для призматических шпонок [2 ]:
σсм = 4*Т/h*l*d ≥ [σсм], где
Т - вращающий момент на колесе быстроходной ступени;
h - высота шпонки;
l - длина шпонки;
[σсм] = 80…150 МПа - допускаемое напряжение;
Откуда:
l = 4*Т/[σсм]*h*d = 4*32,33*10 ³/120*7*25 = 6,2 мм;
L = l + b = 6,2 + 8= 14,2 мм;
Принимаем длину шпонки L = 21 мм.
14. Обоснование выбора конструкции крышек подшипников
Размеры крышки определяются, прежде всего, размером внешнего кольца подшипника. В данном случае используются закладные крышки. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.
15. Манжетные уплотнения
Широко применяются при смазывании подшипников жидким маслом и при окружной скорости до 20 м/с манжетные уплотнения. Манжета состоит из корпуса, изготовленного из маслобензостойкой резины, каркаса, представляющего собой стальное кольцо Г- образного сечения, и браслетной пружины. Каркас придает манжете жесткость и обеспечивает плотную посаду в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты, вследствие чего образуется рабочая кромка шириной
b = 0,4…0,6 мм, плотно охватывающая поверхность вала.
Манжеты, предназначенные для работы в засоренной среде. Выполняют с дополнительной рабочей кромкой, называемой «Пыльником».
Манжету обычно устанавливают открытой стороной внутрь корпуса.
К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла.
16. Смазочные устройства
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой (рис. 9). Размеры пробки:
d = М16*1.5 мм;
D1 = 21,9 мм;
D2 = 25 мм;
L = 24 мм;
l = 13 мм;
b = 3 мм.
рис.9. пробка
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатели жезловые (щупы) (рис. 10). Исполнение наклонного щупа вызывает некоторые технологические трудности при формовке корпуса и сверлении наклонного отверстия, поэтому вертикальное исполнение предпочтительнее.
рис. 10. Щуп
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках (рис. 11)
рис.11.
17. Конструирование корпусных деталей и крышек
Размеры корпуса определяются числом и размерами размещенных в них деталях, относительным их расположением и величиной зазора между ними. Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.
Зазор между колесами и стенками редуктора:
а = 10 мм;
Толщина стенки корпуса редуктора
δ = 2,6* √0,1*Т = 2,6 √0,1*240,4 = 5,75 ≥6 мм.
Принимаем δ = 6 мм.
Толщину стенки крышки корпуса δ1 = (0,9…1)* δ, где δ = 6 мм -
-толщина стенки корпуса. Толщину стенки крышки корпуса принимаем δ1 = 5 мм. Для уменьшения массы крышки боковые стенки выполняют наклонными.
Диаметр приливов, в которых располагаются подшипники, определяются:
Dп = 1,25*D + 10 мм;
рис. 12
17.1 Крепление крышки к корпусу
Для соединения крышки с корпусом используются болты с наружной шестигранной головкой (рис. 13).
Размеры элементов крышки и корпуса принимают:
d = 10 мм;
К = 2,7*d = 2,7*10 = 27 мм;
С = 0,5*К = 0,5*27 = 13,5 мм;