Подбор муфты на тихоходном валу.

По ГОСТ 21424-75 для посадочного диаметра d=40 мм применяем муфту со следующими параметрами:

Передаваемый вращающий момент не более T= 500 Н×м (в нашем случае 352,2 Н×м).

Угловая скорость не более 380 с^-1 (в нашем случае 2,4 с^-1)

Длины отверстий: l_цил= 82 мм; l_кон = 56 мм.

Габаритные размеры: L =169 мм; D=170 мм; d₀=36 мм.

Смещение осей валов не более: радиальное Dr=0,4; угловое Dg=1°.

Зазор между полумуфтами С=3…5мм.

Остальные параметры муфты рассчитываются по следующим соотношениям: B»0,25D=42,5мм; b»0,5B=21,25мм; D₀=D-(1,5…1,6)d₀=112мм; d_ст=1,6d = 64мм.

Размеры втулок и пальцев:

- диаметр пальца d_п =18мм.

- длина пальца l_п=42мм.

- резьба выходного конца пальца d₀, М12.

- количество пальцев z=6.

- диаметр втулки упругой d_в =35мм.

- длина втулки упругой l_в=36мм.

Пальцы муфты, изготовленные из стали 45, рассчитываем на изгиб:

Упругие элементы муфты проверяют на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами:

Выбранная муфта подходит.

Консольная нагрузка от муфты: F_м≈200ÖT₂≈3755 Н.

Подбор шпонок

Шпонки призматические, со скругленными торцами. Материал - сталь 45, термообработка – нормализация. Напряжения смятия и условия прочности:

Допускаемые напряжения смятия:

- при стальной ступице: [ s_см ] = 100 ¸ 120 МПа.

- при чугунной ступице: [ s_см ] = 60 ¸ 80 МПа.

Быстроходный вал.

Диаметр вала под полумуфту 24 мм.

Сечение шпонки b ´ h = 8´7 мм.

Глубина паза t ₁ = 4 мм.

Длина шпонки l = 30 мм.

, т.к. материал полумуфты – чугун.

Условие прочности выполняется.

Тихоходный вал

Диаметр вала под цилиндрическое колесо 56 мм.

Сечение шпонки b ´ h = 16´10 мм.

Глубина паза t ₁ = 6 мм.

Длина шпонки l = 70 мм.

, т.к. материал ступицы червячного колеса – сталь.

Условие прочности выполняется.

Диаметр вала под полумуфту 40 мм.

Сечение шпонки b ´ h = 12´8 мм.

Глубина паза t ₁ = 5 мм.

Длина шпонки l = 70 мм.

, т.к. материал полумуфты – чугун.

Условие прочности не выполняется. Ставим вторую шпонку, из расчета симметричности распределения нагрузки имеем s_см= ½×101=55МПа - нагрузка воспринимаемая одной шпонкой. Таким образом s_см<[s_см], т.е. условие выполняется.

Проверочный расчет подшипников

Быстроходный вал.

Силы в зацеплении: F_{t 1} = 460,4 Н, F_{r 1} = 1285,5 Н, F_{a 1} = 3522Н.

Частота вращения вала n₁ = 920 об/мин.

Консольная нагрузка, вызываемая муфтой: F_м = 300 Н. При установке на концы валов соединительных муфт, направление силы F_м неизвестно, поэтому принимаем ее направление, совпадающим с направлением реакции в опоре от действия силы F_t в зацеплении.

Расстояния: l ₁ = 135 мм, l ₂ = 125 мм, l _м = 70 мм

Приемлемая долговечность подшипников L_h = 13000 часов.

7.1.1 Определяем опорные реакции.

В вертикальной плоскости:

S M_Dx =0, – R_By ·(l ₁+ l ₂)+ F_r1 · l ₁ – F_a1·½d ₁ = 0;

S M_Bx =0, R_Dy ·(l ₁+ l ₂) – F_r1 · l ₂ – F_a1·½d ₁ = 0;

Проверка:

S Y =0, R_Dy – F_r1 + R_By = 0;

956,7 – 1285,5 + 328,8 = 0.

В горизонтальной плоскости:

S M_Dy =0, - R_Bx ·(l ₁+ l ₂) + F_t1 · l ₁ + F_м· (l ₁+ l ₂+ l _м) = 0;

S M_Вy =0, R_Dx ·(l ₁+ l ₂) – F_t1·l ₂ + F_м · l_м = 0;

Проверка:

S X =0, – R_Dx + F_t1 + F_M – R_Bx = 0;

– 140,6 + 460,4 + 300 – 619,8 = 0.

7.1.2 Определение суммарных реакций опор.

Для опоры B:

Для опоры D:

7.1.3 Выбор типа подшипника

Опоры червяка в силовых червячных передачах нагружены значительными осевыми силами, поэтому используем фиксирующую опору вала червяка.

Подшипниковый узел фиксирующей опоры образуют два одинаковых конических однорядных роликоподшипника, которые рассматриваем как один двухрядный подшипник. Используем конический роликоподшипник №27306 с большим углом конуса a=28° с параметрами d = 30 мм, D = 72 мм, T_max = 21,0 мм, b =19 мм, с =14 мм, r = 2,0 мм; r₁ = 0,8 мм; a=26° грузоподъемность: C_r = 30,0 кН, C_or = 21,0 кН. Для комплекта из двух роликоподшипников имеем C_rS =1,714 C_r =1,714×30000=51420 Н.

В качестве противоположной опоры вала червяка используем шарикоподшипник радиально-упорный однорядный средней серии №56306 с a=36° с параметрами d = 30 мм, D = 72 мм, B =19 мм, r = 2,0 мм; r₁ = 1,0 мм; грузоподъемность: C_r = 32,6 кН, C_or = 24,7 кН.

7.1.4 Задаемся коэффициентами:

К_к – коэффициент, учитывающий вращение колец; при вращении внутреннего кольца К_к = 1.

K_s – коэффициент безопасности, при кратковременной перегрузке K_s =1,2.

K_T – температурный коэффициент, K_T =1.

7.1.5 Фактор нагрузки

Выписываем фактор нагрузки

Для опоры B e=0,95.

Для опоры D e=0,72.

7.1.6 Находим осевые составляющие реакции:

Для опоры В отношение осевой нагрузки к радиальной: R_a/K_кR_B=3522/(1×701,6)= 5. Т.к. R_a/K_кR_B > e Þ X=0,37; Y=0,66.

Для опоры D: , для радиально-упорного двухрядного роликового подшипника c углом a=28° X=0,67; Y=0,67ctga=1,26.

7.1.7 Определяем эквивалентные нагрузки.

где R – радиальная нагрузка, действующая на опору, Н.

F_a – осевая нагрузка, действующая на опору, Н.

X – коэффициент радиальной нагрузки.

Y – коэффициент осевой нагрузки;

Для опоры B: R_E = (0,37·1·701,6+0,66·3522)·1,2·1= 3101 Н.

Для опоры D: R_E = (0,67·1·976+1,26·3522)·1,2·1= 6110 Н.

7.1.8 Расчетная долговечность в часах

Для опоры B:

Для опоры D:

Полученные варианты устраивают.

Тихоходный вал

Силы в зацеплении: F_t2 = 3522 Н, F_r2 = 1285,5 Н. F_a2= 460,4 Н.

Частота вращения вала n = 23 об/мин.

Консольная нагрузка, вызываемая муфтой: F_м = 3755 Н. При установке на концы валов соединительных муфт, направление силы F_м неизвестно, поэтому принимаем ее направление, совпадающим с направлением реакции в опоре от действия силы F_t в зацеплении.

Расстояния: l _б = 140, l _м = 90 мм

Приемлемая долговечность подшипников L_h = 13000 часов.

7.2.1 Определяем опорные реакции.

В вертикальной плоскости:

S M_Gx =0, R_Ey · l _б – F_r2 · ½l _б – F_a2·½d ₂ = 0;

S M_Ex =0, - R_Gy · l _б + F_r2 · ½l _б – F_a2·½d ₂ = 0;

Проверка:

S Y =0, F_r2 – R_Gy – R_Ey = 0;

1285,5 – 313,9– 917,6 = 0.

В горизонтальной плоскости:

S M_Gy =0, R_Ex · l _б + F_t2 · ½l _б – F_М · l_м = 0;

S M_Ey =0, R_Gx · l _б – F_t2·½l _б – F_М ·(l _м+ l _b) = 0;

Проверка:

S X =0, F_М – R_Gx + F_t2 + R_Ex = 0;

3755 – 7229,9 + 3522 + 652,9 = 0.

7.2.2 Определяем суммарные реакции опор.

Для опоры E:

Для опоры G:

7.2.3 Выбор типа подшипника

Тип подшипника выбираем в соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин.

Для опор промежуточного вала d_п = 45 мм,применяем роликоподшипник легкой серии №7209 с параметрами d = 45 мм, D = 85 мм, T_max = 21,0 мм, b =19 мм, с =16 мм, r = 2,0 мм; r₁ = 0,8 мм; грузоподъемность: C_r = 42,7 кН, C_or = 33,4 кН.

7.2.4 Выбор коэффициентов

Первоначально задаемся коэффициентами:

К_к – коэффициент, учитывающий вращение колец; при вращении внутреннего кольца К_к = 1.

K_s – коэффициент безопасности, при кратковременной перегрузке K_s =1,2.

K_T – температурный коэффициент, K_T =1.

7.2.5 Фактор нагрузки

Для конического роликоподшипника выписываем фактор нагрузки: e=0,41.

7.2.6 Находим осевые составляющие реакции:

S_E=0,83×e×R_E=0,83×0,41×1170,6=398,4;

S_G=0,83×e×R_G=0,83×0,41×7936,1=2700,7;

Т.к. S_G > S_E и F_a1=460,4 Н > 0 Н, то

F_aG = S_G =2700,7; F_aE = S_G + F_a1 = 3161,1;

Для опоры G: , принимаем X=1; Y=0.

Для опоры E: , принимаем X=0,4; Y=1,45.

7.2.7 Определяем эквивалентные нагрузки.

где R – радиальная нагрузка, действующая на опору, Н.

F_a – осевая нагрузка, действующая на опору, Н.

X – коэффициент радиальной нагрузки.

Y – коэффициент осевой нагрузки;

Для опоры G: R_E = 1·1·7936,1·1,2·1= 9523,3 Н.

Для опоры D: R_E = (0,4·1·1170,6+1,45·3161,1)·1,2·1= 6062,2 Н.

7.2.8 Расчетная долговечность в часах для более нагруженной опоры G.

Полученный вариант устраивает.

⇐ Предыдущая12345Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: