NII=NI·ηбп·ηподш·ηмасла

NIII=NII·ηтп·ηподш·ηмасла

3.3 Проектирование валов редуктора

3.3.1 Проектировочный расчет валов

Задачей данного раздела является предварительное определение диаметров валов редуктора. Допускается, что валы гладкие, круглые стержни, испытывающие только статическое кручение. Критерием при расчёте является статическая прочность.

Условие прочности:

(3.1)

где  - допускаемое напряжение на кручение.

Принимаем: для быстроходного вала 1=15 Н/мм2;

для промежуточного вала 2=25 Н/мм2;

для тихоходного вала 3=35 Н/мм2.

 (3.2)

где Т – крутящий момент, Н×мм;

Wк – момент сопротивлению кручению, мм3.

(3.3)

где dв – диаметр вала, мм.

Выразим диаметр из формул (3.1), (3.2) и (3.3):

 (3.4)

Определим диаметры валов:

·  быстроходного вала (Т1=105,3 Н×м):

·  промежуточного вала (Т2=4355Н×м):

·  тихоходного вала (Т3=12350 Н×м):

Окончательно выбираем из стандартного ряда: dв1=60 мм, dв2=95 мм, dв3=120 мм

Конструирование валов редуктора

Определим все диаметры валов редуктора.

·  Эскиз быстроходного вала

Рис. 3.1.

Выбираем из стандартного ряда на подшипники: dВ1П =75 мм

·  Эскиз промежуточного вала

Рис. 3.2.

·  Эскиз тихоходного вала

Рис. 3.3

d1 =130 мм . d2 =150 мм

3.3.2 Реакции в опорах валов

Для нахождения реакций в опорах валов составим расчётную схему.

Силовая схема привода

рис. 4

Силовая схема быстроходного вала:

рис. 5

Для того, чтобы найти реакции в опорах составим уравнения сил и моментов:

В вертикальной плоскости YOZ:

тогда:

В горизонтальной плоскости XOZ:

Силовая схема промежуточного вала:

рис. 6

В вертикальной плоскости YOZ:

В горизонтальной плоскости XOZ:

Силовая схема тихоходного вала:

рис.7

В вертикальной плоскости ХOZ:

В горизонтальной плоскости YOZ:

3.4 Проверочный расчёт вала

Задачей данного раздела является определение фактического коэффициента запаса в опасных сечениях вала и выбора материала вала и его размеры.

Критерием при расчётах является усталостная прочность с учётом изгиба и кручения.

Условие прочности можно записать:

 (3.1)

где S – фактический коэффициент запаса; [S]= 2,5 – допускаемый коэффициент запаса.

Так как вал подвергается изгибу и кручению фактический коэффициент запаса определяется по формуле:

 (3.2)

где Ss - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; St - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Коэффициенты запаса прочности Ss и St можно определить по формулам:

где s-1 и t-1 – пределы выносливости стали при симметричном цикле изгиба и кручения; Ks и Kt - эффективный коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений; Kds и Kdt - масштабный фактор для нормальных и касательных напряжений; sa и ta – амплитуда цикла нормальных и касательных напряжений; sm и tm – среднее напряжение цикла нормальных и касательных напряжений;  для углеродистых сталей, имеющих sВ=650¸750 МПа, принимают ys= 0,2; для легированных сталей ys=0,25¸0,30; yt - для упомянутых выше сталей принимают yt=0,1.

верхний привод буровой редуктор деталь

Выбираем в качестве материала вала легированная сталь Сталь 38Х2Н2МА, тогда sВ=780 МПа

Определим s-1 и t-1:

Для определения суммарного момента МS, моментов сопротивления изгибу Wи и крутящего WK необходимо выбрать опасные сечения.

Определим значения изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, а также суммарный изгибающий момент для опасных сечений и построим эпюры.

Рис.8

При рассмотрении рис. 8. выбираем в качестве опасного сечения сечение А-А .

- Сечение А-А, так как есть крутящий момент, большой по значению суммарный изгибающий момент и есть концентратор напряжений в виде галтели.

а) в вертикальной плоскости:

б) в горизонтальной плоскости:

Момент сопротивления изгибу

МПа,

,

КV=0,94; ys=0,2; yt=0,1; КsА=1,85; КtА=1,80; КdsА=0,835; КdtА=0,715;

Подставим полученные значения в формулы:

Полученные значения подставим в формулу (3.2):

Условие выполняется, следовательно, окончательно выбираем Сталь 38Х2Н2МА

3.5 Расчет вала на жесткость

Вал, рассчитанный из условий динамической прочности, может не обеспечивать нормальной к определению прогибов , углов наклона оси вала и к сопоставлению их с допускаемыми работы зубчатых колес и подшипников, если под действием передаваемых усилий он будет чрезмерно деформироваться.

Расчет сводится. Допускаемый прогиб вала не должен превышать 0.0001-0.0005 расстояния между опорами или под зубчатыми колесами 0.01-0.03 модуля в см. Углы наклона оси вала в опорах не должны превышать 0.001 радиана при зубчатых колесах; для конических роликоподшипников 0.005 радиана.

и  берутся по графику (рис 4,5)

-угол наклона си вала

y- прогиб вала

и -коэффициенты, учитывающие связь между точками приложения силы и точкой,в которой определяют деформацию.

3.6 Расчет подшипников

При выборе типа и размера шарико- и роликопдшипников учитывают следующие факторы

1.Величену и направление нагрузки(радиальная осевая,комбинированная)

2.Характер нагрузки(постоянная, переменная, ударная)

3.Необходимая долговечность

4.Окружающая среда

5.Особые требования к подшипнику, предъявляемые конструкцией узла машины или механизма.

Следует отдавать предпочтение подшипникам класса 0 и 6 по сравнению с подшипниками более высоких классов.

Подшипники выбираются в следующем порядке:

1.Намечается тип подшипника, исходя из условий эксплуатации и конструкции конкретного подшипникового узла

2.Определяется типоразмер подшипника в зависимости от величины и направления действующих нагрузок, частоты вращения и требуемого срока службы

3.Назначают класс точности подшипника с учетом требований к точности вращения узла.

Тихоходный вал.

Расчет динамической грузоподъемности.

Z- число тел качения в подшипнике.

С- динамическая грузоподъемность подшипника.

Р- эквивалентная динамическая нагрузка.

X,Y-коэффициенты радиальной и осевой нагрузки

e- коэффициент, учитывающий соотношение осевой и радиальной нагрузки.

-коэффициент безопасности.

Для кратковременных перегрузок до 150% нормальной нагрузки, принимается коэффициент равный 1.3-1.8.Прими =1.5

-коэффициент, учитывающий температуру работы подшипника.

Для  =1.05

номинальный угол контакта,равный углу между линией действия результирующей нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника.

L- долговечность подшипника, млн.оборотов.

Lh-долговечность подшипника, ч.

D-номинальный наружный диаметр подшипника

- постоянная по величине и направлению радиальная нагрузка

p-степенной показатель,для шариковых подшипников p=3,для роликовых p=10/3.

Подшипник 7210.

Подшипник 7610

Расчет динамической грузоподъемности

Статическая грузоподъемность

i-число рядов тел вращения

D- номинальный наружный диметр подшипника, мм.

- фактическая длина контакта ролика с кольцом, имеющим наименьшую протяженность контакта(длина ролика без фасок), мм

номинальный угол контакта, равный углу между линией действия результирующей нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10