реферат бесплатно, курсовые работы
 
Главная | Карта сайта
реферат бесплатно, курсовые работы
РАЗДЕЛЫ

реферат бесплатно, курсовые работы
ПАРТНЕРЫ

реферат бесплатно, курсовые работы
АЛФАВИТ
... А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я

реферат бесплатно, курсовые работы
ПОИСК
Введите фамилию автора:


Расчет валов редуктора

Расчет валов редуктора

Государственный комитет российской федерации

по высшему образованию

Московский Государственный Строительный Университет

Кафедра Детали машин

Абрамов В.Н. Мещерин В.Н.

Проектирование привода машин

Часть III

Валы и подшипники.

Методическое пособие для студентов факультета

Механизации автоматизации строительства

Москва 200 год.

Предварительная конструктивная проработка валов и подшипниковых узлов

выполняется на стадии эскизного проекта редуктора с использованием

рекомендаций [3…6] и других источников. Окончательное конструктивное

исполнение этих узлов определяется по результатам расчета валов и

подшипников по критериям их работоспособности. При известных нагрузках на

валы эти расчеты можно произвести, составив расчетную схему каждого вала.

На сборочных чертежах и схемах подшипники качения в осевых разрезах

изображается, как правило, упрощенно по СТ СЭВ 1797 - 79. На

конструктивных схемах обычно не указываются конструкция и тип подшипника

сплошными линиями, внутри которого проводятся сплошными тонкими линиями

диагонали (рис. 9.4…9.6). Рекомендуемые разновидности упрощенного

изображения подшипников качения на сборочных чертежах приведены в таблице

9.1. Для студентов предпочтительно изображать подшипники комбинированно,

то есть в одной половине выполнить разрез конструкции подшипника без фасок

и сепаратора, а во второй половине – условное контурное очертание. Оно

выполняется сплошными основными линиями, внутри которого проводя сплошные

тонкие линии диагонали (первая строка в таблице).

Конструкции подшипниковых узлов выполняются по схемам "враспор",

"врастяжку" и с одной или двумя плавающими опорами (см. главу 6 [4]).

Каждая из рассматриваемых схем установки подшипников имеет свои

преимущества, недостатки и область применения.

Расчетные схемы валов и осей редукторов представляются в виде балок на

шарнирных опорах. Плавающие опоры, воспринимающие только радиальные

нагрузки, заменяют шарнирно-подвижными опорами. Положение шарнирной опоры

для радиальных подшипников принимаются в середине ширины подшипника.

Для радиально-упорных подшипников расстояние "а" точки приложения

радиальной реакции от торца подшипника (рис. 9.1) может быть определена

аналитически по формулам:

a) Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные

[pic];

b) Роликоподшипники конические однорядные радиально-упорные

[pic];

Значения В, Т, d, D, ? и е принимаются по таблицам параметров

подшипников.

Проведенные расчеты конструкций валов показы-вают, что при незначитель-

ной погрешности результа-тов расчета можно принять а ? В для подшипников

типа 36000 и а ? Т для подшипников типа 7000.

Для составления расче-тных схем валов целесоо-бразно нарисовать объем-

ную схему редуктора с на-гружением колес и валов типа приведенной на рис.

9.3. На этом рисунке условно изображены валы, подшипники и средние сечения

колес по делительным или начальным диаметрам, к которым приложены

соответствующие силы в зонах зацепления. Согласно задания к схеме привода

к тихоходному валу приложены силы от передачи. При выборе направления сил

учитывается направление вращения валов и наклон зубьев и витков в

элементах передач. При отсутствии специальных требований червяк имеет

правое направление витков, а червячное колесо – правое направление зубьев.

Наклон зубьев цилиндрических колес целесообразно выбирать с учетом

возможного взаимного уравновешивания осевых сил. Положение вектора силы

FM, действующей от соединительной муфты на быстроходный вал, не

фиксируется так как оно имеет случайный характер. Примеры объемных схем

редуктора приведены на рис 9.3 и других рисунках.

В нереверсивном приводе задается направление вращения выходного вала

привода (конвейера, дробилки и т. д.) и с учетом числа передач, их

разновидностей и компоновки привода определяется требуемое направление

вращение входного (быстроходного) вала редуктора и двигателя. В курсовом

проекте студент самостоятельно выбирает направление вращения быстроходного

вала редуктора и задается направлением зубьев колес в косозубых передачах.

В приводах с частым реверсированием целесообразно рассмотреть реакции в

опорах и изгибающие моменты валов при их вращении в двух направлениях с

целью последующего расчета на прочность валов и подшипников редуктора по

наихудшему варианту нагружения или с учетом частого реверсирования. Из

рисунка 9.3. видно, что при реверсировании привода изменяется обычно

направление окружной и осевой сил в зубчатых передачах. Для некоторых

конструкций валов, на которых, например, установлены только колеса

конических и прямозубых цилиндрических передач, реверсирование не влияет

на их прочность и долговечность подшипников.

Для валов, опирающихся на радиально-упорные подшипники осевая нагрузка

определяется не только соответствующими составляющими сил в зацеплении.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок

Rri возникают внутренние осевые составляющие Si, определяемые по формулам:

[pic]0,83?е?Rri;

для конических роликоподшипников Ке=0,83;

[pic]е?Rri;

для радиально-упорных подшипников Ке=1;

где е – вспомогательный коэффициент влияния осевой нагрузки,

принимаемый по таблице параметров подшипников;

Ке – коэффициент, учитывающий тип подшипника.

Для определения общих осевых нагрузок Rri в опорах с радиально-упорными

подшипниками учитывают условие равновесия всех осевых сил, действующих на

вал, т.е. сумму внешних осевых нагрузок FaS, приложенных к валу, и осевые

составляющие Si от радиальных нагрузок Rri. Рекомендации по определению

Rаi с учетом схемы установки и условия нагружения приведены в таблице 9.2.

В верхней части каждой схемы установки показаны радиальные нагрузки Rri на

подшипники и их осевые составляющие Si, а в нижней части – общие осевые

нагрузи Rаi и суммарная осевая нагрузка FaS с учетом её направления.

Рассмотрим часто встречающуюся конструкцию узла вала, который имеет

одну плавающую опору Б (рис 9.2.) и вторую опору А с двумя радиально-

упорными подшипниками, которые воспринимают все осевые нагрузки.

Установленные "враспор" рядом два радиально-упорных подшипника (опора А

на рисунке 9.2,а) имеют практически одну точку опоры в середине между

этими подшипниками. Установка рассматриваемых подшипников "врастяжку"

(опора Б на рисунке 9.2,б) ведет к разнесению их опорных точек, что

требует увеличения точности изготовления расточек в корпусе под опоры А и

Б, ухудшает условия работы подшипников и усложняет их расчет. Поэтому

конструкция опоры А по рисунку 9.2,б обычно не используется.

Рекомендации по определению общей радиальной и осевой нагрузок,

воспринимается каждым из двух радиально-упорных подшипников (1 и 2)

установленных, "враспор" в одной опоре А (рис 9.2,а), приведены в таблице

9.3. Схемы установок в таблице 9.3 отличаются направлением суммарной

внешней осевой силы FaS. При наличии FaS суммарная радиальная нагрузка Rа

опоры А неравномерно распределяется на подшипники 1 и 2 этой опоры. При

относительно больших значениях силы FaS всю радиальную и осевую нагрузку

воспринимает только один из подшипников (1 или 2) в зависимости от

направления силы FaS.

На рисунке 9.2. также даны варианты узла вала с консистентной смазкой

подшипников опор А и Б, в отличии от узла вала (рис 7.3. [6]), где смазка

подшипников осуществляется разбрызгиванием (верхнее расположение червяка)

или окунанием в масло (нижнее расположение червяка). На рисунке 9.2,а

показаны размеры l1, l2 и l3, требуемые для расчета валов и подшипников, а

римскими цифрами возможные опасные сечения вала, проверяемые расчетом на

прочность. Параметры радиальных шарикоподшипников с одной и двумя

защитными шайбами, которые могут быть использованы в опоре Б (рис 9.2,б) и

других опорах приводов, даны в таблице 9.4.

Проверка прочности валов производится в опасных сечениях, определяемых:

относительно небольшими размерами; наличие вращающих или больших

изгибающих моментов и их совместного действия; наличие концентраторов

напряжения. Это сечения:

a) под шестерней или колесом зубчатых передач, где концентратором

является шпоночная канавка (табл. 8.5. [3]), посадка с натягом

(табл. 8.7. [3]) или шлицевой участок вала (табл. 8.6. [3]);

b) под подшипниками качения, где действуют нагружающие моменты, а

концентратором является посадка с натягом подшипника (табл. 8.7.

[3]);

c) по выточкам под выход резца при нарезании резьбы, под выход долбяка

при нарезании зубьев, под выход шлифовального круга или под кольца

(табл. 8.3. [3]);

d) в местах перепада диаметров с галтелями в виде радиусов табл. 8.2.

[3]).

В некоторых конструкциях валов целесообразно проверка прочности сечений

с другими специфическими концентраторами напряжений. В учебном процессе

рекомендуется проверять два наиболее опасных сечения каждого вала с целью

сокращения объема расчетных работ. В рассматриваемых примерах, проверяемые

сечения валов соответствуют номерам точек валов, в которых производится

проектировочный расчет и выбор их диаметров (см. раздел 7.2. [6]). Так как

все расчетные сечения перпендикулярны оси вала, то с целью упрощения на

схемах и в расчетах сечения обозначаются одной римской цифрой или буквой.

9. Проверочный расчет валов и подшипников редуктора.

9.1 Исходные данные

9.1.1 Вращающие моменты и частоты вращения валов.

Быстроходный вал 1

Т1=Тб.в.= 11,3 Н?м ; n1=nб.в=2880 мин-1

Промежуточный вал 2

Т2=Тп.в.= 190,2 Н?м ; n2=nп.в=150 мин-1

Тихоходный вал 3

Т3=Тт.в.= 575,4 Н?м ; n3=nт.в=47,6 мин-1

Отношение максимальных (пиковых) моментов на каждом валу к номинальным

значениям [pic]

9.1.2. Составляющие силы в зацеплении колес.

|I - ступень – червячная передача |II - ступень – цилиндрическая |

|Ft1I=Fa2I=565 H |передача |

|Fa1I=Ft2I=2503 H |Ft1II=Ft2II=6309 H |

|Fr1I=Fr2I=911 H |Fr1II=Fr2II=2449 H |

| |Fa1II=Fa2II=2341 H |

Индекс 1 для шестерни, а индекс 2 для колеса.

9.1.3. Расчетная нагрузка от цепной передачи на тихоходный вал

Fц=6181,8 Н

Согласно задания к схемы 6 привода цепная передача наклонена к

горизонту под углом 30?.

9.1.4. Делительные диаметры колес передач I и II ступеней, к которым

приложены составляющие силы в зацеплениях: d1I = 40 мм; d2I= 152 мм;

d1II= 57,6 мм; d2II= 182,4 мм.

9.2. Объемная схема редуктора

Рассчитывая частореверсивный привод, поэтому рассматривается две

объемные схемы редуктора с направлениями действующих сил. На рисунке 9.3,а

приведена схема при вращении входного вала против часовой стрелки, а на

9.3,б – при вращении входного вала по часовой стрелке.

9.3 Реакция опор, вращающие и изгибающие моменты быстроходного вала.

Конструкция узла вала-червяка выполнена по варианту, изображенному на

рисунке 9.2,а. Левая опора содержит два конических роликовых подшипника,

поставленных "враспор" и воспринимающих все осевые силы. В этом случае

расчетная точка левой опоры А балочки-вала принимается в середине между

подшипниками. Правая опора является "плавающей" и содержит один радиальный

шариковый подшипник. При этом расчетная точка Б правой опоры балочки-вала

принимается в середине подшипника. Требуемые расчетные расстояния берутся

из эскизного проекта редуктора: l1=112мм; l2=98мм; l3=98мм.

Расчетные конструктивные схемы вала-червяка, с учетом объемных схем

редуктора, приведены в верхней части рисунков 9.4. а и в. При этом рисунок

9.4,а соответствует вращению быстроходного вала против часовой стрелки, а

9.4,б – по часовой.

9.3.1. Входной вал редуктора соединяется с валом электродвигателя

муфтой упругой втулочно-пальцевой. [4]

Муфта вследствии неизбежной несоосности соединяемых валов нагружает

входной вал дополнительной силой FM.

FM [pic]168 Н

где Т1 – в Н·м

9.3.2. Реакция в опорах быстроходного вала.

Для определения реакция опор и эпюр моментов балочку-вал (рис. 9.4.)

рассматривают в двух взаимно перпендикулярных плоскостях YOZ и XOY, в

которых лежат составляющие силы в зацеплении.

9.3.2.1. При вращении входного вала против часовой стрелки. (рис.

9.4,а)

a) В плоскости YOZ

SМAZ = 0; [pic]

[pic][pic]Н

SМБZ = 0; [pic]

[pic][pic]Н

Проверка SFZ = 0; [pic] 711-911+200=0

Реакции найдены правильно.

б) В плоскости XOY

SМAZ = 0; [pic] [pic][pic]Н

SМБZ = 0; [pic] [pic][pic]Н

Проверка SFZ = 0; [pic] 285,2-585+282,5=0

Реакции найдены правильно.

в) Результирующие радиальные реакции опор от сил в зацеплении.

[pic][pic][pic]765 Н

[pic][pic][pic]346 Н

г) Реакции от силы FM

SМA = 0; [pic] [pic][pic]Н

SМБ = 0; [pic] [pic][pic]Н

Проверка SF = 0; [pic] 168-264+96=0

Реакции найдены правильно.

д) Суммарные радиальные реакции в опорах.

[pic][pic]765+264=1029 Н

[pic][pic]364+96=442 Н

е) Суммарная внешняя осевая нагрузка.

FaS=Fa1I=2503 H

ж) Общие радиальные и осевые нагрузки на подшипники 1 и 2 опоры А.

Подшипники конические радиально-упорные № 7207 и Ке = 0,83, а по

таблице П7 [3] е=0,37

Внешняя нагрузка FaS направлена влево, что соответствует схеме

нагружения "а" по таблице 9.3. Далее определяем условия нагружения. Так

как

FaS=2503 Н > 0,83·е·[pic]0,83·0,37·1029=316 Н,

то это соответствует II случаю нагружения, то есть

[pic][pic]1029 Н; [pic]

[pic] FaS=2503 Н; [pic][pic]0

9.3.2.2.При вращении входного вала против часовой стрелки. (рис. 9.4,а)

а) В плоскости YOZ

SМAZ = 0; [pic]

[pic][pic]Н

SМБZ = 0; [pic]

[pic][pic]Н

Проверка SFZ = 0; [pic] 711-911+200=0

Реакции найдены правильно.

б) В плоскости XOY

SМAZ = 0; [pic] [pic][pic]Н

SМБZ = 0; [pic] [pic][pic]Н

Проверка SFZ = 0; [pic] 285,2-585+282,5=0

Реакции найдены правильно.

в) Результирующие радиальные реакции опор от сил в зацеплении.

[pic][pic][pic]346 Н

[pic][pic][pic]765 Н

г) Реакции от силы FM

SМA = 0; [pic] [pic][pic]Н

SМБ = 0; [pic] [pic][pic]Н

Проверка SF = 0; [pic] 168-264+96=0

Реакции найдены правильно.

д) Суммарное радиальные реакции в опорах.

[pic][pic]346+264=610 Н

[pic][pic]765+96=861 Н

е) Суммарная внешняя осевая нагрузка.

FaS=Fa1I=2503 H

ж) Общие радиальные и осевые нагрузки на подшипники 1 и 2 опоры А.

Подшипники конические радиально-упорные № 7207 и Ке = 0,83, а по

таблице П7 [3] е=0,37

Внешняя нагрузка FaS направлена вправо, что соответствует схеме

нагружения "б" по таблице 9.3. Далее определяем условия нагружения. Так

как

FaS=2503 Н > 0,83·е·[pic]0,83·0,37·1029=316 Н,

то это соответствует II случаю нагружения, то есть

[pic][pic]610 Н; [pic]0

[pic] FaS=2503 Н; [pic]

9.3.3. Построение эпюр изгибающих моментов (рис 9.4.).

9.3.3.1. При вращении входного вала против часовой стрелки (рис 9.4,а).

а) Плоскость YOZ

Сечения А и Б – МАХ=0; МБХ=0

Сечение III слева – MIIIX =[pic]711·98·10-3=69,7 Н·м

Сечение III справа – MIIIX =[pic]200·98·10-3=19,6 Н·м

б) Плоскость ХOZ

Сечения А(II) и Б – МАZ=0; МБZ=0

Сечение III – MIIIZ =[pic]282,5·98·10-3=27,7 Н·м

в) Нагружение от муфты

Сечения Б и Ж – МБМ=0; МЖМ=0

Сечение А(II) – МАМ=[pic]168·112·10-3=18,8 Н·м

Сечение III – MIIIМ =[pic]96·98·10-3=9,4 Н·м

г) Максимальные изгибающие моменты в сечениях II и III

МII=МАМ=18,8 Н·м

MIII=[pic]84,4 Н·м

9.3.3.2. При вращении входного вала по часовой стрелки (рис 9.4,б).

а) Плоскость YOZ

Сечения А и Б – МАХ=0; МБХ=0

Сечение III слева – MIIIX =[pic]200·98·10-3=19,6 Н·м

Сечение III справа – MIIIX =[pic] 711·98·10-3=69,7 Н·м

б) Эпюры от изгибающих моментов в плоскости YOZ и ХOZ от нагружения

муфтой при изменении направления вращения вала сохраняются. Так же

сохраняются максимальные изгибающие моменты в сечениях II и III.

4. Расчет подшипников быстроходного вала.

9.4.1. Эквивалентная радиальная нагрузка.

[pic]RE=(X·V·Rr+Y·Ra)·KБ·KT

X и Y – коэффициент, учитывающий разное повреждающее действие

радиальной и осевой нагрузок (по таблице 9.18 [3] и таблицам параметров

подшипников);

V – коэффициент вращения ( V=1 при вращении внутреннего кольца

относительно направления нагрузки V=1,2 при вращении нагруженного кольца);

Кб – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (по

таблице 9.19 [3] в зависимости от области применения привода, характера

пиковых нагрузок и их величины);

КТ=1 – температурный коэффициент при t < 100 (при повышенной рабочей

температуре подшипников по таблице 9.20 [3]);

V=1 – для всех подшипников редукторов по схемам 1…7.

Принимаем Кб =1,8 с учетом [pic] и повышенных требований к надежности.

9.4.1.1. При вращении входного вала против часовой стрелки.

а) Для опоры А, в которой всю нагрузку воспринимает подшипник 1 (пункт

9.3.2.1,ж расчета)

Так как [pic]2,43 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице

П7 [3] у=1,62

[pic](0,4·1·1029+1,62·2503)·1,8·1=8040 Н

а) Для опоры Б, которая является "плавающей" и подшипник не

воспринимает осевых нагрузок, т.е. х=1, а у=0.

[pic]1·442·1,8·1=796 Н

9.4.1.2. При вращении входного вала по часовой стрелке.

а) Для опоры А, в которой всю нагрузку воспринимает подшипник 2 (пункт

9.3.2.2,ж расчета)

Так как [pic]4,11 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице

П7 [3] у=1,62

[pic](0,4·1·610+1,62·2503)·1,8·1=7738 Н

а) Для опоры Б, которая является "плавающей" и подшипник не

воспринимает осевых нагрузок, т.е. х=1, а у=0.

[pic]1·861·1,8·1=1550 Н

9.4.2. Эквивалентная нагрузка с учетом переменного режима работы.

[pic]

где [pic][pic][pic]Х2 и Х3 – параметры графике нагружения по пункту

1.2.6. [6]

а) Для опоры А

При нереверсивном приводе и вращении входного вала против часовой

стрелки

[pic][pic]5600 Н

При нереверсивном приводе и вращении входного вала по часовой стрелке

[pic][pic]5390 Н

а) Для опоры Б

При нереверсивном приводе и вращении входного вала против часовой

стрелки

[pic][pic]554 Н

При нереверсивном приводе и вращении входного вала по часовой стрелке

[pic][pic]1080 Н

Для частореверсивного привода с одинаковым характером нагружения при

вращении валов в обе стороны для расчета Р можно использовать зависимость

[pic]

где [pic] – коэффициент относительной нагрузки i опоры при вращении

валов в разные стороны.

Нагружения подшипника опоры Б составляют: [pic]Н; [pic]Н.

Тогда [pic][pic]0,51

РБ[pic]894 Н

9.4.3. Расчетная долговечность подшипников.

[pic], часов

где с – динамическая грузоподъемность

ni – относительная частота вращения колец подшипника (частота вращения

рассчитываемого вала).

Р – показатель степени (Р=3 – шарикоподшипник и Р=[pic] –

роликоподшипник)

Для опоры А с подшипниками №7207 – =38500 Н, а Р=[pic].

Для опоры Б с подшипниками №207 – с=13700 Н, а Р=3.

n1= 2880 мин-1

а) Долговечность опоры Б

Для частореверсивного привода при РБ=894 Н

[pic]20824 часов > t=3000 часов

б) Долговечность опоры А

В опоре А использованы два конических подшипника, каждый из которых

работает только при вращении вала в одну сторону. При этом для

частореверсируемого привода требуемый срок службы подшипника в два раза

меньше срока службы привода, а расчетной нагрузкой является наибольшая,

т.е. РА=5600 Н

[pic]3576 часов > t =[pic] часов

Страницы: 1, 2


реферат бесплатно, курсовые работы
НОВОСТИ реферат бесплатно, курсовые работы
реферат бесплатно, курсовые работы
ВХОД реферат бесплатно, курсовые работы
Логин:
Пароль:
регистрация
забыли пароль?

реферат бесплатно, курсовые работы    
реферат бесплатно, курсовые работы
ТЕГИ реферат бесплатно, курсовые работы

Рефераты бесплатно, реферат бесплатно, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты, рефераты скачать, рефераты на тему, сочинения, курсовые, дипломы, научные работы и многое другое.


Copyright © 2012 г.
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна.