Расчёт тихоходного вала редуктора и выполнение рабочего чертежа

 

Исходные данные

F_t=1710,943 Н;

F_a=604,235 H;

F_r=150,653 H;

T=437,25 H∙м;

d₁=0,630 м;

l₅= 0,103 м;

l₆= 0,041 м;

l₄= 0,1 м; Рисунок 5. Расчётная схема

Воспользуюсь эскизной компоновкой редуктора и пространственной системой сил,

строю схему нагружений в вертикальной плоскости.

 

4.5.1 Вертикальная плоскость

а) Определяем реакции опор

 

 

Проверка:

∑y=0; R_В-F_t+R_A=1710,94-855,5-855,5=0

 

б)Определение изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости

 

 

 

 

4.5.2 Горизонтальная плосткость

а) Определяем реакции опор:

∑М_А=о; R_В∙0,144-F_a∙0,315-F_r∙0,041=0

 

 

∑М_В=о; F_r∙0,103+R_A∙0,144- Fa∙0,315 =0

 

 

Проверка:

∑y=0; R_В- F_r – R_A =1364,7-150,65-1214,02=0

 

б) Определение изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

 

 

 

Проверка:

- = Fa∙

 

- =141+50=91 Н∙м

Fa∙ =604,24∙0,315=190,4 Н∙м

По найденным значениям строим эпюру изгибающих моментов.

4.5.3 Суммарные изгибающие моменты

 

 

 

По найденным значениям строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

 

4.5.4 Суммарные реакции опор

 

 

 

4.5.6 Крутящие моменты

 

Т_кр=437,25 Н∙м

По найденным значениям строим эпюру крутящих моментов.

 

4.5.7 Эквивалентные моменты

 

 

 

 

 

По найденным значениям строим эпюру эквивалентных моментов.

 

4.5.8 Диаметры вала в сечениях

 

принимаю по Ra40 d₁ = 38 мм;

 

принимаю по Ra40 d₂ = 40 мм;

 

принимаю по Ra40 d₃ = 42 мм;

 

d₄=d₂=40 мм;

 

 

 

ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ РЕДУКТОРА

 

 

Подбор подшипников для быстроходного вала

 

Исходные данные: F_r1 =2431,9 Н, F_r2 = 2742,8 Н, осевая нагрузка F_a = 150,65Н, диаметр цапф вала d = 30 мм. Условия использования: частота вращения вала n = 868 мин^-1, рабочая температура подшипника tp = 80°C.

Рисунок 6. Схема нагружений

 

5.1.1 В качестве опор вала принимаем два роликовых конических подшипника 2007106А серии диаметров 1, у которого:

- динамическая грузоподъёмность С = 33600 Н (таблица 3.14 [4]);

- коэффициент осевой нагрузки Y=2,5(таблица 3.14 [4]);

- коэффициент осевого нагружения е=0,24(таблица 3.14 [4]);

По условиям эксплуатации подшипников принимаю значения

- коэффициент вращения V = 1,0;

- коэффициент безопасности Кб = 1,3(таблица 3.6 [4]);

- температурный коэффициент Кт = 1,0(таблица 3.7 [4]);

- коэффициент надежности а = 1,0

 

5.1.2 Осевые составляющие от радиальных нагрузок F_r1 и F_r2

 

 

 

5.1.3 Результирующие осевые силы на каждом подшипнике

Т.к. S₁<S₂ и F_a> S₁- S₂, то

F_a1=S₁=251 Н

 

F_a2=S₁+F_а=251+150,65=401,65 Н

 

5.1.4 Определение отношений

 

 

 

Так как <е, то Х=1,0 и Y=0;

 

Так как >е, то Х=0,4 и Y=2,5;

 

5.1.5 Определение эквивалентной динамической нагрузки для каждого подшипника

 

Р₁ = Х ∙ V∙ F_r1 ∙ К_б ∙ Кт=1 ∙ 1∙ 2431,9 ∙ 1,3 ∙ 1=3161,5 Н

 

Р₂ = (Х∙ V ∙ F_r2 + Y ∙ F_а2) ∙ К_б ∙ К_т = (0,4∙ 1 ∙ 2742,8+ 2,5∙ 401,65) ∙ 1,3 ∙ 1=2731,6Н

 

5.1.6 Долговечность наиболее нагруженного подшипника

 

L_10h = ч

 

где с – динамическая грузоподъёмность подшипника С = 33600 Н;

р – показатель степени; для подшипников р = 3,33

n – частота вращения кольца подшипника, n = 868мин .