Материал: Расчет третьей ступени редуктора
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора
Толщина стенок:
δ = 0,025α3 + 3 = 0,025 · 400 + 3 = 13 мм
δ1 = 0,02α3 + 3 = 0,02 · 400 + 3 = 11 мм
Принимаем: δ = δ1 = 13 мм Толщина поясов стыка:
b = b1 = 1,5δ = 1,5 · 13 = 19,5 мм
Толщина бобышки крепления на раму:
p = 2,35δ = 2,35 · 13 = 30 мм
Диаметры болтов:
d1 = 0,03α3 + 12 = 0,03 · 400 + 12 = 24 мм – М24 d2 = 0,75d1 = 0,75 · 24 = 18 мм – М18
d3 = 0,6d1 = 0,6 · 24 = 14,4 мм – М14 d4 = 0,5d1 = 0,5 · 24 = 12 мм – М12
7. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него
Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:
d4 = 3 
М 4 / 0,2[ ] k = 3 
8000 103 / 0,2 25 = 117 мм
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Принимаем: выходной диаметр Ø118 мм, под подшипники – Ø130 мм,
под колесо – Ø140 мм.
Опасное сечение – место под колесо второй цилиндрической передачи.
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа, σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му = REX(k+l) – Ft2l = 5922 · 0,281 – 4706 · 0,165 = 887 Н·м;
Мх = REY(k+l) – Fr2l= 2156 · 0,281 – 1713 · 0,165 = 323 Н·м;
Мсеч = |
М |
Х2 |
МУ2 |
|
887 |
2 3232 |
= 944 Н·м. |
|
|
= |
|
|
|||
My = RByb = 6561 · 0,1315 = 863 H · м
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Реакции от усилия муфты:
FM(a + b + c) – RAFм(a + b) = 0;
RAFм = FM(a + b + c) / (a + b) = 22360 · 498 / 398 = 27978 H RBFм = RAFм - FM = 27978 – 22360 = 5618 H
RA =
R |
2 |
R |
2 |
|
|
||
|
Ax |
|
Ay |
= 
8895 |
2 |
3238 |
2 |
|
|
= 9466 H
RB =
R |
2 |
R |
2 |
|
|
||
|
Вx |
|
Вy |
= 
18028 |
2 |
2 |
|
6561 |
= 19185 H
Для расчета подшипников:
RA' = RA + RAFм = 9466 + 27978 = 37444 H
RB' = RB + RBFм = 19185 + 5618 = 24803 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа, σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
σа = σu = МAFм / 0,1d63 = 2236 · 103 / 0,1 · 6093 = 1,2 МПа
τа = τк /2 = М4 / 2 · 0,2d63 = 8000 · 103 / 0,4 · 6093 = 1 МПа Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2]; KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа_
Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 1,2 = 79; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 1 = 91
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
S = Sσ Sτ /
S |
2 |
S |
2 |
|
|
||
|
|
|
|
= 79 · 91 /
79 |
2 |
2 |
|
91 |
= 59 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №326, С = 229 кН, С0 = 193 кН, d×D×B = 130×280×58
QA = RA' Kδ KT = 37444 · 1,3 · 1 = 48677 H
Ресурс подшипника:
Lh = a23(C / QA)m (106 / 60n4) = 0,8 · (229 / 48,677)3 · (106 / 60 · 20) = 6,9 · 104 ч
6,9 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч
Подшипник подходит.
8. Расчет промежуточного (третьего) вала и расчет подшипников для
него
Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:
d3 = 3 
М 3 / 0,2[ ] k = 3 
2100 103 / 0,2 25 = 74,8 мм
Принимаем: диаметр под подшипники – Ø75 мм, под колесо – Ø85мм. Ft5 = 26923 H, Fr5 = 9799 H, d = 121 мм, e = 165 мм, f = 91 мм.
Ft4 = 11538 H, Fr4 = 4200 H.
Реакции опор:
в плоскости xz:
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
RDX = (Ft5d + Ft4(d+e))/(d+e+f) =(26923·121 + 11538·286)/377 = 17394
Н;
RCX = (Ft4f + Ft5(f+e))/(d+e+f) =(11538·91 + 26923·256)/377 = 21067 Н;
Проверка:
RDX + RCX - Ft5 – Ft4 = 17394 + 21067 - 26923 – 11538 = 0.
в плоскости yz:
RDY = (Fr5d + Fr4(d+e))/(d+e+f) =(9799·121 + 4200·286)/377 = 6331 Н;
RCY = (Fr4f + Fr5(f+e))/(d+e+f) =(4200·91 + 9799·256)/377 = 7668 Н;
Проверка: