Материал: УЗЕЛ РЕДУКТОРА ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
В качестве материала быстроходной зубчатой передачи возьмем ранее выбранную сталь 20ХФ.
Условие F≤ [ F] выполняется для тихоходной зубчатой передачи, уже при твёрдости зубьев HB=210
F limт =378 МПа,
F=369 МПа≤ [ F]= F limб/ [sF]=378/1,75=216МПа.
В качестве материала возьмем ранее выбранную сталь 40Х.
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ
3.1 Определение реакций опор и расчёт подшипников промежуточного вала
Значения длин участков вала определяются по компоновке редуктора. В
качестве расчётной длины участков вала рекомендуется принимать:
-расстояние от средней плоскости радиальных подшипников до средней плоскости (по ширине) шестерни или колеса;
-расстояние между средними плоскостями (по ширине) шестерни и
колеса;
-расстояние от торца опорной поверхности внутреннего кольца радиально-упорного подшипника или конического подшипника до средней плоскости шестерни или колеса.
В каждой зубчатой паре промежуточного вала определяются:
- тангенциальная (окружная) сила
Ft = Tш/ d ш или Ft = 2∙Tш/ d ш (3.1) - осевая сила
Fа = Ft ∙tg (3.2)
- радиальная силы
Fr = Ft ∙ tg / cos (3.3)
FtТП =1530*2/0,256= 11953,13 Н;
FxТП =11953,13∙0,3728= 4456,125 Н;
FrТП =11953,13*0,364/0,937= 4643,477 Н;
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Таблица 15
|
Крутящий |
Делительный |
cos |
Окружная |
Осевая |
Радиальн |
|
момент Т, Нм |
диаметр d, мм |
|
сила |
сила Fx, |
ая сила |
|
|
|
|
Ft ,Н |
Н |
Fr, Н |
|
|
|
|
|
|
|
Шестерня ТП |
1530 |
256 |
0,937 |
11953,13 |
4456,125 |
4643,477 |
|
|
|
|
|
|
|
Fm
125 * |
1500 |
4841.2
Н
Рис. 2.2.Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости z0x
Составим схему нагружения промежуточного вала в горизонтальной плоскости z0x.
Из технического задания a=46мм, b=100мм, l=260мм.
Пользуясь рис. 2.2. произведём расчёт реакций ZA и ZB.
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
ZA= (- Fr· b + Fx· R2)/(a+b)= |
(2.4) |
= (-4643.477· 0,100+4456.125· 0,128)/0,146=726.276 Н
ZB= (- Fr· а - Fx· R2)/(а+b)= |
(2.5) |
=(-4643.477·0,046-4456.125·0,128)/0,146= -5369.75Н
Пользуясь уравнением (2.1), выполним проверку
ZA+ ZB +Fr=726-5369+4643=0
Аналогично составим схему нагружения промежуточного вала в вертикальной плоскости y0x.
Рис.2.3. Схема нагружения вала в вертикальной плоскости y0x
Пользуясь рис. 2.3. произведём расчёт реакций YA и YB.
Из уравнения (2.2) следует, что суммы моментов сил около точек А и В равны нулю.
YВ=(Fml +Ft· a )/(a+b) = |
(2.8) |
=(11953.13·0,046+4841.2·0,260)/0,146 = 12387.37Н
YА= (-Fm·(l-a-b)+ Ft·b)/(а+b) =
=(-4841.2·0,114+11953.13·0,100)/0,146=4406.96 H
Выполним проверку, используя формулы (2.1)
YA +YB – Fm- Ft =4406.96+12387.37-4841.2-11953.13=0 |
(2.9) |
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
3.1 Проверочный расчёт конических подшипников опор
Проверочный расчёт конических подшипников опор промежуточного вала выполняется по динамической грузоподъёмности.
А. Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения имеет вид
С С п , (3.12)
где С – расчётная динамическая грузоподъёмность, С п – паспортная динамическая грузоподъёмность данного подшипника.
Расчётная динамическая грузоподъёмность С определяется по следующей зависимости
С = Р [L/ (a1 a2)] 1/p, (3.13)
где Р – эквивалентная нагрузка данного подшипника, Н;
L - ресурс, млн. оборотов вала; примем
L = 60 nпв Lh/ 106 = 60∙80∙8000/106 = 38.4 млн. об., (3.14)
где nпв – частота вращения промежуточного вала в об/мин; Lh - ресурс редуктора в часах;
р – показатель степени, р =10/3 для роликовых подшипников; a1– коэффициент надёжности:
Надёжность ............. 0,9 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99
Коэффициент a1..........1 0,62 0,53 0,44 0,33 0,21;
a2– коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, для конических роликоподшипников в обычных условий a2 =0,6 .. 0,7 и для
и для подшипников из высококачественных сталей при наличии гидродинамической плёнки масла без перекосов a2 = 1,1 ..1,3.
Примем a1 =1 и a2 =0,7.