Плоскость XZ
|
| |||
Сечение I-I
Мy1= Rx2.a1; 0≤a1≤c1.
Мy1(0)=0.
Мy1(c1)= 577.118 = 68100 Н.мм.
Сечение II-II
My2=Ft.b1; 0≤b1≤f1.
My2(0)=0.
My2(f1)= 1217 . 56 = 68100 Н.мм
Плоскость YZ
Сечение I-I
Mx1=Ry2.a2; 0≤a2≤c1.
Mx1(0)=0.
Mx1(c1)= 19700 H.мм.
Сечение II-II
Mx2=Fr.b2 – Fa.d1/2; 0≤b2≤f1.
Mx2(0)= - 133 . 59,8/2= - 3980 Н.мм.
Mx2(f1)= 423. 56 –3977= 19700 Н.мм.
Ведомый вал
Плоскость XZ
| ||||
| ||||
Сечение I-I
My1=Rx3.a1; 0≤a1<c2. My1(0)=0. My1(c2)=373.111=41400 Н.мм. |
Сечение II-II
My2= Rx4.b1; 0 ≤b1≤f2. My2(0)=0. My2(f2)=844.49= 41400 Н.мм. |
Плоскость YZ
Сечение I-I
Mx1=Ry3.a2; 0≤a2≤c2.
Mx1(0)=0.
Mx1(c2)= 209. 111=23200 Н.мм.
Сечение II-II
Mx2=-Ry4.b2; 0≤b2≤f2.
Mx2(0)=0.
Mx2(f2)=-342.49= -16760 Н.мм.
7. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
Ведущий вал. Силы, действующие в зацеплении: Ft=1217 H, Fr1=Fa2=423 H, Fa1=Fr2=133 H.
Первый этап компоновки дал: f1=56 мм, с1=118 мм, d1=59,8 мм.
Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa, обозначим индексом «2»):
в плоскости XZ
Н;
;
Н.
Проверка: Rx2 - Rx1 + Ft = 577 – 1794 + 1217 = 0.
В плоскости YZ
;
Н;
;
Н.
Проверка: Rу2 - Rу1 + Fr1 = 167 – 590 + 423 = 0.
Суммарные реакции:
Н;
Н.
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников (формула (9.9) [1]):
Н,
Н,
для подшипников 7506А параметр осевого нагружения e = 0,27 (табл.2).
Осевые нагрузки подшипников (табл. 9.21 [1]):
S1>S2 → Pa1=S1=211,28 H;
Ра2 = S1 + Fа1 = 211,28 + 133 = 344,28 Н.
Рассмотрим левый подшипник.
Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку. Эквивалентная нагрузка (формула (9.3) [1])
Н.
Здесь V =1, Кт = 1 (для t<100), Kб = 1,7 (по табл.9.19[1]).
Для конических подшипников при коэффициент Х = 0,4 и коэффициент Y = 1,6 (см. табл. 9.18[1] и П7 приложения).
Рассмотрим правый подшипник.
Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.
Эквивалентная нагрузка (формула (9.4) [1])
Н.
Для правого подшипника нагрузка Рэ больше, поэтому долговечность определяем для него.
Расчетная долговечность, млн. об.
млн. об.
Расчетная долговечность, ч
ч > tч= 31500 ч.
где n = 1445 об/мин – частота вращения ведущего вала.
Найденная долговечность приемлема.
При чрезмерном превышении (более чем в два раза) расчетной долговечности, следует или сменить серию подшипника, или диаметр вала, или тип подшипника.
Ведомый вал. Из предыдущих расчетов Ft = 1217 Н, Fr2 = 133 Н,Fа2 = 423 Н.
Первый этап компоновки дал: f2 = 49 мм, с2 = 111 мм.
d2 = d1 ´ u = 59,8 ´ 3,16 = 189 мм.
Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa, обозначим четным индексом «4» и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым»).
Реакции в плоскости XZ:
;
Н;
;
Н.
Проверка: Rx4 + Rx3 – Ft = 844 + 373 – 1217 = 0.
В плоскости YZ (для определения реакций следует знать средний диаметр колеса d2=m.z2=2,39×79=189 мм):
;
Н;
;
Н;
Проверка: Rу3 – Rу4 + Fr2= 209 - 342 + 133 = 0.
Суммарные реакции:
Н;
Н.
Осевые составляющие радиальных реакций осевых подшипников (формула (9.9) [1]):
Н;
Н;
Осевые нагрузки подшипников в табл. 9.21 [1].
В нашем случае S2>S1 и Fa>S2-S1 (423>204-96). Тогда
Ра3 = S3 = 96 Н;
Ра4 = S3 + Fа = 96+423=519 Н.
Рассмотрим правый подшипник.
Pа3/Рr3=96/427=0,22<e=0,27.
Значит, при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ3=v.Pr3.Kб.КТ=1.427.1,7.1=725,9 Н.
Расчетная долговечность, млн. об.
млн об.
Расчетная долговечность, ч
ч,
где n=459 об/мин – частота вращения ведомого вала.
Рассмотрим левый подшипник.
Ра4/Рr4=519/910=0,57>e=0,27.
Значит, учитываем осевую нагрузку.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ4=(Х×V×Pr4+Y×Pa4) ×Kб×KT=(0,41×1×910+0,87×519) ×1,7×1=1402Н,
где X=0,41, Y=0,87 (см. табл. 9.18[1]).
Для левого подшипника расчёт долговечности (млн. об.)
млн об.;
Расчёт долговечности:
ч > tч= 31500 ч;
Данная долговечность приемлема.
8. ВТОРОЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ
Развиваем первую компоновку: вычерчиваем валы с насаженными деталями.
Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М 36´1,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1÷0,15).dп=(0,1÷0,15).35 =3,5÷5,25; принимаем ее равной 5 мм. Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого dст=(0,08÷0,12)D=(0,08÷0,12)62 =5÷7 мм, где D – наружный диаметр подшипника; примем dст=6 мм.
Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной k=6 мм.
Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5÷1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.
Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в распорную втулку, а с другой стороны – в мазеудерживающее кольцо. Определим глубину гнезда под подшипник lg= 1.5. T2 =1.5.18 = 27 мм, где Т2=18мм, ширина подшипников 2007107.
9. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры поперечного сечения и длина шпонок, а также размеры шпоночных пазов выбираются по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок – сталь Ст 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности (формула (8.22) [1])
.
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [sсм]=100÷120 МПа, при чугунной [sсм]=60÷70 МПа.