Проектирования привода

Диаметр

Длина l₃—определяется графически, l₃=80 мм

       4-я  ступень под подшипник.

Диаметр d₄=d₂=50 мм

Длина l₄=B –ширина шарикового подшипника, В=l₄=313

       5-я  ступень под распорную втулку.

Диаметр

Длина l₅—определяется графически, l₅=35 мм

 

 

 

Рис. Типовые конструкции валов одноступенчатых редукторов: б— быстроходный — цилиндрического; г — тихоходный (l^*₃ — в коническом редукторе)

 
 

 

 

2.7.Определение   реакций  в   подшипниках. Построение  эпюр  моментов. 

2.7.1 Определение  реакций  в  подшипниках. Построение  эпюр изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала.

Исходные данные:

F_t1= 3585   H

F_r1=1330   H

F_a1=481.9  H

F_M=1367    H

d₁= 40  мм= 0.040м

X=  61 мм =0.061 м

Y=169     мм=0,169  м

Решение

1. Вертикальная плоскость (YZ)

а) определение опорных реакций 

       ΣF_y=--R_Ay + F_r1—R_By=0 

       ΣM_Ay=F_r1 X+F_a1d₁/2—R_By2X=0 

       ΣM_By= R_Ay2X-- F_r1 X+F_a1d₁/2=0 

       Из  ΣM_By определяем R_Ay

       

       Из  ΣM_Аy определяем R_Вy

       

       Проверка  ΣF_y=    0

       б) Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х.

       М_х1=0;   М_х2^лев=R_AyX=  586 Н     ; М_х2^пр= R_ВyX=  744 Н  ;  М_х3=0;  М_х4=0.

2. Горизонтальная плоскость (XZ)

а) определение  опорных реакций 

        ΣF_х=--R_Aх + F_t1—R_Bx--F_оп=0 

       ΣM_Aх=--F_t1 X+F_оп(2Х+Y)+R_Bx2X=0 

       ΣM_Bx= --R_Ax2X+ F_t1 X+F_опY=0 

       

         

       Из  ΣM_Bx определяем R_Ax

       

       Из  ΣM_Ax определяем R_Bx

       

       Проверка  ΣF_x=    0

б) Строим эпюры  изгибающих моментов относительно оси  Y.

       М_y1=0;   М_y2^лев=R_AxX= 3686Н ; М_y2^пр= --R_ВxX—F_оп(X+Y)= -1561,5    ;

         М_y3=F_опY= 0 ;  М_y4=0.

       в) Строим эпюры крутящих моментов.

       

       4. Определяем суммарные радиальные реакции.

       

       

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.

6. Составляем схему нагружения подшипников.

Вывод: R_A= 3732,3 H;                  R_B= 1729 H;        M₂=1667 H x м;   M₃=0 H x м.

 

 

2.7.2 Определение  реакций  в  подшипниках. Построение  эпюр изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала.

Исходные данные:

F_t2=94044  H

F_r2=-1851,9H

F_a2= -2810,03H

F_oп=5800 H

d₂=50 мм=0,050 м

X=61 мм=0,061  м

Y= 169 мм=0,169 м 

Решение

1. Вертикальная плоскость (YZ)

а) определение опорных реакций

       ΣF_y=R_Сy -- F_r2+R_Dy=0 

       ΣM_Cy=--F_r2 X--F_a2d₂/2+R_Dy2X=0 

       ΣM_Dy= --R_Cy2X+ F_r2 X--F_a2d₂/2=0 

       Из  ΣM_Dy определяем R_Cy

       

       Из  ΣM_Cy определяем R_Dy

       

       Проверка  ΣF_y=    0

       б) Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х.

       М_х1=0;   М_х2=0;  М_х3^лев=R_CyX=-350,08  ; М_х3^пр= R_DyX= -1501,7  ;  М_х4=0.

2. Горизонтальная плоскость (XZ)

а) определение  опорных реакций 

        ΣF_х=R_Cх + F_t2+R_Dx—F_M=0 

       ΣM_Dх=--F_t2 X--F_M(2Х+Y)+R_Cx2X=0 

       ΣM_Cx= --R_Dx2X+ F_t2 X—F_MY=0

 
 

Из ΣM_Dx определяем R_Cx

       

       Из  ΣM_Cx определяем R_Dx

       

       Проверка  ΣF_x=    0

б) Строим эпюры  изгибающих моментов относительно оси  Y.

       М_y1=0;          М_y2=--FопY=980,2       ;

       М_y3^лев=R_CxX—F_M(X+Y)= -568,41Н  ;  М_y3^пр=--R_DxX= 4702,2 Н ;  М_y4=0.

       в) Строим эпюры крутящих моментов.

       

       4. Определяем суммарные радиальные реакции.

       

       

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.

6. Составляем схему нагружения подшипников.

Вывод: R_C=5693 H;         R_D=  4936H;        M₂=  980,2 H x м;   M₃=4715,2 H x м. 

    

 

 

Рис. Пример расчетной  схемы тихоходного вала цилиндрического  одноступенчатого редуктора.

 

 
 
 
 

 
 

2.8  Проверочный расчет подшипников.

  

          2.8.1 Определение пригодности конических роликовых подшипников 

Исходные данные:

Подшипник  7309

Режим работы: умеренный

Угловая скорость вала ω= 20,34    1/с

F_a=   481,9     H—осевая сила в зацеплении;

Реакции в подшипниках:

R₁=  995 H

R₂=  1550  H

Характеристика подшипника:

С_г = 76100 Н, C_0r=59300 H –статическая грузоподъемность;

К_б=1…2—коэффициент безопасности, принимаем К_б=1.2;

К_τ=1—температурный коэффициент;

V=1—коэффициент  вращения;

Х=0,4—коэффициент радиальной нагрузки;

е=0.28—коэффициент осевого нагружения;

Y=2.16—коэффициент осевой нагрузки;

Требуемая долговечность  подшипника L_h = 25687 часов

Решение

1. Определяем осевые составляющие радиальных реакций: 

R_s1=0.83eR_r1=0.83x0.28x995=231 Н

R_s2=0.83eR_r2=0.83x0.28 *360 Н

2. Определяем осевые нагрузки подшипников, так как R_s1 < R_s2 и F_a> (R_s2—R_s1), то

R_a1=R_s1=231 Н

R_a2=R_s2+F_a=841,9 Н

3. Определяем соотношение:

 

                                       

4. По соотношению   и    выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

R_E1=VR_r1K_б К_τ=1194 Н

R_E2 = (XVR_r2-+ YR_a2)K₆K_τ = 2926 Н.

5. Определяем динамическую  грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

6. Определяем  долговечность  подшипника

Вывод: для  вала принимаем 2 роликовых конических подшипника 

Расчеты сводим в таблицу 9.

Основные  размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

Таблица  9  
 
 

    

 

  

    
 
 

  2.9 Расчет шпоночного соединения 

      Призматические  шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала—под колесом и элементом открытой передачи или полумуфты и одна шпонка на быстроходном валу—под полумуфтой или элементом открытой передачи.

Условие прочности через окружную силу [(1) стр.251]

где  F _t— окружная сила на шестерне или колесе, Н (см. п.2.5)

G_CM = (0,94h—t₁)×l_р — площадь     смятия,     мм²

 l_p = l—b — рабочая длина шпонки со скругленными торца, мм