СОДЕРЖАНИЕ:
Введение 3
1.Техническое задание 4
2 Выбор двигателя 4
3 Выбор материалов зубчатых передач 7
4 Расчёт зубчатых передач 9
5.Расчет открытых передач 13
6 Нагрузки валов редуктора 16
7 Проектный расчёт валов 17
8 Расчётная схема валов редуктора 19
9 Проверочный расчёт подшипников 22
10 Проверочные расчёты 24
Список литературы 27
ВВЕДЕНИЕ:
Привод к электрической лебедке предназначен для передачи необходимой тяговой силы от двигателя к барабану. Рассмотренный нами привод обеспечивает надёжную, долговечную, производительную работу, что подтверждают расчёты на прочность и долговечность.
Привод состоит из следующих узлов:
А) Двигатель, обеспечивает приводу все необходимые движения, выбирается согласно требований технического задания,
Б) Открытая клиноременная передача снижает скорость вращения двигателя и повышает крутящий момент,
В) Одноступенчатый червячный редуктор, позволяет понизить скорость вращения приводного вала и повысить крутящий момент, рассчитывается по заданному передаточному числу, крутящему моменту и скорости вращения валов,
Г) Упругая муфта с торообразной оболочкой позволяет компенсировать несоосности валов, изменить жёсткость системы в целях устранения резонансных колебаний при периодически изменяющейся нагрузке, снизить ударные перегрузки, выбирается исходя из крутящего момента на валу.
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ.
Условия эксплуатации.
Привод работает в спокойном режиме, без колебаний, режим работы – нереверсивный.
Срок службы приводного устройства.
Срок службы:
Lh= 365*Кгод*Ксут ,где
Lr= 7 лет – срок службы привода,
Кгод = 0,75,
Ксут = 0,64 ,
Lh=365*7*24*0,75*0,64 =29350 часов.
Рабочий ресурс привода принимаем Lh= 30000 часов.
ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА.
Определение мощности и частоты вращения двигателя.(2, стр.41)
Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения – от частоты вращения приводного вала рабочей машины.
Ррм=F*V – требуемая мощность рабочей машины.
Ррм=F*V=1000*0,17=170 Вт,
=зп*оп *пк3*м – общий коэффициент полезного действия (КПД).
По табл. 2.2:
зп=0,92 – КПД закрытой червячной передачи,
оп=0,97 – КПД клиноременной передачи,
пк=0,995 – КПД одной пары подшипников качения,
м=0,98 – КПД муфты.
=0,92*0,97*0,9952*0,98=0,88.
Рдв= Ррм/ - требуемая мощность двигателя.
Рдв=0,17/0,88=0,19 кВт.
Рном> Рдв – номинальная мощность двигателя.
По табл. K9. выбираем двигатель: 4ААМ63В6У3.
Рном= 0,25 кВт, nном= 890 об/мин.
Определение передаточного числа привода и его ступеней. (2, стр.43)
Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке.
Для ленточных конвейеров:
nрм=60000*V/(*D) – частота вращения приводного вала рабочей машины.
Где – D диаметр барабана,
nрм=60000*0,17/(*200)= 16,2 об/мин.
U= nном/ nрм – общее передаточное число привода.
U= 890/16,2 = 55
Передаточные отношения ступеней привода.
Uзп=20 - передаточное число червячной передачи, назначено исходя из рекомендацийв табл. 2.3.
Uоп=U/ Uзп - передаточное число открытой клиноременной передачи.
Uоп= 55 / 20 = 2,75
Определение силовых и кинематических параметров привода. (2, стр.46)
Силовые и кинематические параметры привода рассчитывают на валах из требуемой мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме.
Рном= 0,25 кВт – мощность двигателя,
Р1= Рном*р.м.*п.к. = 1,0*0,97*0,995 = 0,24 кВт – мощность на на быстроходном валу,
Р2= Р1*з.п.*п.к. = 0,24*0,92*0,995 = 0,22 кВт – мощность на на тихоходном валу,
Рб.= Р2*м.*п.к.= 0,22*0,98 = 0,21 кВт – мощность на барабане электрической лебедки,
nном=890 об/мин – число оборотов двигателя,
n1= nном/Uр.п. = 890/2,75=324 об/мин - число оборотов быстроходного вала,
n2= n1/ Uз.п. = 324/20=16,2 об/мин - число оборотов тихоходного вала,
nб.= n2 = 16,2 об/мин - число оборотов барабана электрической лебедки,
ном= *nном/30 = 3,14*890/30 = 93,2 с-1 – угловая скорость вала двигателя,
1=ном /Uр.п. =93,2/2,75 = 33,9 с-1 – угловая скорость быстроходного вала,
2=1/ Uз.п. = 33,9/20,0 = 1,7 с-1 – угловая скорость тихоходного вала,
б.=2 = 1,7 с-1 – угловая скорость барабана электрической лебедки,
Тдв= Рдв/ном= 250/93,2 = 2,7 Н*м – вращающий момент на валу двигателя,
Т1= Тдв*Uр.п*р.м.*п.к. = 2,7*2,75*0,97 0,995 = 7,5 Н*м – вращающий момент на быстроходном валу редуктора,
Т2= Т1* Uз.п.*з.п.*п.к.= 7,5*20,0*0,92*0,995 = 129 Н*м - вращающий момент на тихоходном валу,
Тб.= Т2*м. = 129*0,98 = 126 Н*м - вращающий момент на барабане электрической лебедки.
Результаты расчётов сводим в таблицу:
Силовые и кинематические параметры привода
| Тип двигателя: 4ААМ63В6У3; nном=890 об/мин; Pном=0,25 кВт | |||||||
| Параметр | Пере-дача закры-тая | Пере-дача откры-тая | Параметр | Вал | |||
| двига-теля | редуктора | привод-ной рабочей машины | |||||
| быстро-ходный | тихо-ходный | ||||||
| Переда-точное число u | 20,0 | 2,75 | Расчетная мощ-ность Р, кВт | 0,25 | 0,24 | 0,22 | 0,21 |
| Угловая скорость ω, с-1 | 93,2 | 33,9 | 1,7 | 1,7 | |||
| КПД η | 0,92 | 0,97 | Частота вращения n, об/мин | 890 | 324 | 16,2 | 16,2 |
| Вращающий момент Т, Н·м | 2,7 | 7,5 | 129 | 126 | |||
ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ. (2, стр.51)
Червячная передача
Червяки изготовляют из тех же марок сталей, что и шестерни зубчатых передач. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства применяют зубчатые колёса с твёрдостью материала 350 НВ. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость червяка назначается больше твердости колеса на 20…50 единиц.
Материал, термообработку и твердость червяка выбираем по табл. 3.1, 3.2:
Сталь 40ХН, термообработка – улучшение.
Допускаемые контактные напряжения при расчётах на прочность определяются по коэффициенту долговечности:
- коэффициент долговечности.
NHO1=25*106 – число циклов перемены напряжений для червяка, соответствующее пределу выносливости (табл. 3.3),
N1=573*1*Lh= 573*33,9*30000 = 585*106 - число циклов перемены напряжений за весь срок службы червяка,
Так как N1 больше NHO1 соответственно, то KHL1=1.
По табл. 3.1 определяем допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу выносливости:
[]Н01=1,8* НВ1ср+67=1,8*285+67=580 Н/мм2 – червяка,
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев червяка:
[]Н1= KHL1*[]Н01=1*580=580 Н/мм2,
Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется по допускаемым напряжениям изгиба.
- коэффициент долговечности.
NFO1=4*106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующие пределу выносливости.
Так как N1 больше NFO1 соответственно, то KFL1=1.
По табл. 3.1 определяем допускаемые напряжения изгиба, соответствующие пределу выносливости:
[]F01=1,3* НВ1ср=1,03*285=294 Н/мм2 – червяка,
Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:
[]F1= KFL1*[]F01=1*294=294 Н/мм2,
Составляем табличный ответ:
| Элемент передачи | Марка стали | Dпред | Термообработка | НВ1ср | []Н | []F |
| Sпред | Н/мм2 | |||||
| Червяк | 40ХН | 200 | Улучшение | 285 | 580 | 294 |
Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения и производится по табл. 3.5. Скорость скольжения vS определяется по формуле:
м/с.
По табл. 3.5. принимаем материал червячного колеса СЧ18 способ отливки - литье в землю, в=355 Н/мм2 ,т=- Н/мм2,
По табл. 3.6. []Н=175-35* vS=175–35*0,74=149 Н/мм2,
[]F=0,12*в* KFL,
- коэффициент долговечности при расчете на изгиб,
N2=573*2*Lh= 573*1,7*30000 = 29*106 - число циклов перемены напряжений за весь срок службы колеса,
NFO2=4*106 – число циклов перемены напряжений для всех материалов, соответствующие пределу выносливости,
Так как N2 больше NFO2 соответственно, то KFL=1,
[]F= 0,12*в* KFL =0,12*355*1=43 Н/мм2.
Составляем табличный ответ:
| Элемент передачи | Марка материала | Dпред | Способ отливки | []Н | []F |
| Sпред | Н/мм2 | ||||
| Колесо червячное | СЧ18 | 400 | Литье в землю | 149 | 43 |
РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА. (2, стр.74)
Расчёт червячной передачи.
Межосевое расстояние: .
Т2 = 129 Н*м– вращающий момент на тихоходном валу редуктора,
[]Н = 149 Н/мм2– допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса,
мм,
Округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.
aw= 125 мм.
Выбрать число витков червяка z1 :
Принимаем z1=2, т.к. передаточное число редуктора 20,0 (2, стр. 74),
Число зубьев червячного колеса: зубьев,
Модуль зацепления: m = (1,5…1,7)*аw/z2 = 1,5*125/40 = 4,68
Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного: m =5,
Определяем из условия жесткости коэффициент диаметра червяка:
q= (0,212…0,25)*z2 = 0,25*40=10
Определяем коэффициент смещения инструмента х:
По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается в диапазоне -1 х +1. Условие выполняется.
Определяем фактическое передаточное число Uф и проверяем его отклонение U от заданного U: Uф=z2/z1=40/2,0=20,0
U= Uф- Uзп/ Uзп*100%4 % - отклонение от заданного передаточного числа.
U= 20,0-20,0/ 20*100% = 0 % - выполняется.
Определяем фактическое значение межосевого расстояния: aw=0,5*m*(q+z2+2*x) = 0,5*5*(10+40+2*0) = 125 мм – фактическое межосевое расстояние.
Определяем основные геометрические параметры передачи:
а) Основные размеры червяка:
делительный диаметр d1=q*m=10*5=50,0 мм,
начальный диаметр dw1=m*(q+2*x)=5*(10+2*0)=50,0 мм,
диаметр вершин витков da1= d1+2*m=50,0+2*5=60,0 мм,
диаметр впадин витков df1= d1-2,4*m=50,0-2,4*5=38,0 мм,
делительный угол подъема линии витков =arctg(z1/q)=arctg(2/10)=11,309
длина нарезаемой части червяка b1=(10+5,5*х+z1)*m+c
c=-(70+60*x)*m/z2=-(70+60*0)*5/40=-8,75
b1=(10+5,5*0+2)*5-8,75= 51,25мм
Значение b1 округляем до ближайшего по табл. 13.15: b1=63 мм.
б) Основные размеры червячного колеса:
делительный диаметр d2= dw2=m*z2=5*40=200 мм,
диаметр вершин зубьев dа2= d2+2*m*(1+x)=200+2*5*(1+0)=210,0 мм,
наибольший диаметр колеса dam2 da2+6*m/(z1+2)=210,0+6*5/(2+2)=217,5 мм,
диаметр впадин зубьев df2= d2-2*m*(1,2-x)=200-2*5*(1,2-0)=188,0 мм,
ширина венца при z1=4 b2=0,315*aw=0,315*125=39,3 мм,
радиусы закруглений зубьев
Ra=0,5*d1-m=0,5*50,0-5=20,0 мм,
Rf=0,5*d1+1,2*m=0,5*50,0+1,2*5=31,0 мм,
условный угол обхвата червяка венцом колеса
sin =b2/( da1-0,5*m)=39,3/(60,0-0,5*5)=0,62
=38,76
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ.
Определить коэффициент полезного действия червячной передачи:
м/с – фактическая скорость скольжения; в зависимости от фактической скорости скольжения по табл.4.9. выбираем значение угла трения: =2,
Проверяем контактные напряжения:
К – коэффициент нагрузки, принимается в зависимости окружной скорости колеса:
м/с,
К=1, при v3 м/с,
Ft2= 2*Т2*103/d2 = 2*129000/200 = 1290 Н – окружная сила в зацеплении,
Н/мм2 – условие выполняется.
Проверяем напряжения изгиба:
- эквивалентное число зубьев колеса,
YF2=1,41 – коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10. в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса,
Н/мм2 – условие выполняется.
| Параметры червячной передачи | |||
Параметр | Значение | Параметр | Значение |
Межосевое расстояние aw Модуль зацепления, m коэффициент диаметра червяка, q делительный угол подъема линии витков угол обхвата червяка венцом колеса, Число витков червяка, z1 Число зубьев колеса, z2 | 125 5,0 10,0 11,309 38,76 2 40 | Ширина зубчатого венца колеса, b2 длина нарезаемой части червяка b1 Диаметры червяка: делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1 Диаметры колеса: делительный d2 вершин зубьев dа2 впадин зубьев df2 наибольший dam2 | 39,3 63 50,0 50,0 60,0 38,0 200 267,5 188,0 217,5 |
Проверочный расчет
| Параметр | Допускаемые значения | Расчетные значения |
| коэффициент полезного действия, | 0,75…0,9 | 0,83 |
| контактные напряжения, []Н | 149,0 | 122,0 |
| напряжения изгиба, []F | 43,0 | 6,5 |
5. РАСЧЁТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ.
Расчёт клиноременной передачи.(2, стр.85)
Выбор сечения ремня производим по номограмме в зависимости от мощности двигателя его частоты вращения.
Тип ремня: Б.
Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива в зависимости от вращающего момента на валу двигателя (табл. 5.4).
d1min=100 мм.
В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром на 1…2 порядка выше минимально допустимого.
Принимаем d1=125 мм.
d2= d1*Uоп*(1-) – диаметр ведомого шкива.
=0,01 – коэффициент скольжения.
d2=125*2,8*(1-0,01)=346,5 мм.
Округляем до ближайшего стандартного по табл. К40: d2=355 мм.
Фактическое передаточное число: .
U= Uф- Uоп/ Uоп*100 %3 % - отклонение от заданного передаточного числа.
U= 2,82-2,75/ 2,75*100 %= 2,5% - выполняется.
а0,55*(d1+d2)+h – ориентировочное межосевое расстояние.
h=10,5 мм – высота сечения клинового ремня (табл. К31).
а=0,55*(125+355)+10,5=324,5 мм.
Расчётная длина ремня:
мм.
Округляем до ближайшего стандартного: l=1000 мм.
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:
мм.
Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива: 1=180-57*(d2-d1)/а.
1=180-57*(355-125)/350=135 – допустимо.
V=*d1*n1/60000[V] - скорость ремня.
[V]=25 м/с – допускаемая скорость ремня.
V=3,14*125*890/60000=7,5 м/с – условие выполняется.
Определяем частоту пробегов ремня: U=V/l[U].
[U]=30 с-1 – допускаемая частота пробегов.
U=7,5/1000=0,015 с-1 - условие выполняется.
Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнём: [P]n=[Pо]*Ср*С*Сl*Cz.
[Pо]=2,66 кВт – допускаемая приведённая мощность, передаваемая одним ремнём, выбирается по табл. 5.5 в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости и диаметра ведущего шкива.
С – поправочные коэффициенты (табл. 5.2).
[P]n=0,95*1*0,83*1*2,66=2,1 кВт.
z=Рном/[P]n – количество клиновых ремней.
z=0,25/2,1=0,12, примем 2 ремня.
Сила предварительного натяжения: .
Н,
Ft=Рном*103/V=0,25*1000/7,5=33 Н – окружная сила.
Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:
Н,
Н.
Fоп=2*Fо*sin(/2) – сила давления на вал.
Fоп=2*17*sin(135/2)=32 Н.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ.
Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви.
max=1+и+v[]p.
[]p=10 Н/мм2 – допускаемое напряжение растяжения.
1= Fо/А+ Ft/(2*A)=17/138+25,2/(2*138)=0,12 Н/мм2 – напряжение растяжения.
и=Еи*h/d1=80*10,5/125=2,4 Н/мм2 – напряжение изгиба,
v=*V2*10-6=1250*4,72*10-6=1,5 Н/мм2 – напряжение от центробежных сил.
max=0,12+2,4+1,5=4,02 Н/мм2 – условие выполнено.
| Параметры клиноременной передачи | |||
Параметр | Значение | Параметр | Значение |
Тип ремня Межосевое расстояние, а Сечение ремня Количество ремней z Длина ремня l Угол обхвата ведущего шкива 1 | клиновой 350 Б 2 1000 135 | Число пробегов ремня U, 1/с Диаметр ведущего шкива d1 Диаметр ведомого шкива d2 Начальное натяжение ремня F0 Сила давления ремня на вал Fоп | 0,015 125 355 17 32 |
НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.
Определение сил в зацеплении закрытой передачи.(2, стр.100)
| Силы в зацеплении | Значение силы | |
| На червяке | На колесе | |
| Окружная | Ft1= 2*Т1*103/d1 =2*7500/50,0 Ft1=300 Н | Ft2=2*Т2*103/d2=2*129000/200=1290 Н |
| Радиальная | Fr1= Fr2=469 Н | Fr2= Ft2*tg()=1290*tg(20)=469 Н |
| Осевая | Fа1= Ft2=1290 Н | Fa2= Ft1=300 Н |
Определение консольных сил. (2, стр.99)
| Вид открытой передачи | Значение силы | |
| Характер силы по направлению | На тихоходном валу редуктора | |
| Муфта | Радиальная | Fм=125*Т1=125*129=1420 Н |
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА.
Выбор материала валов. (2, стр.110)
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали.
Выбираем сталь 40Х. Механические характеристики стали определяем потабл. 3.2.
в=900 Н/мм2, т=750 Н/мм2, -1=410 Н/мм2.
Выбор допускаемых напряжений на кручение. (2, стр.110)
Проектный расчёт валов выполняется по напряжениям кручения. Для компенсации приближённости этого метода расчёта допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными.
[]к1=10 Н/мм2, []к2=20 Н/мм2.
Определение геометрических параметров валов. (2, стр.111)
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей (табл. 7.1).
| Ступень вала и её параметры | Быстроходный вал-червяк | Тихоходный вал |
| 1-я под элемент открытой передачи или полумуфту | мм Округляем до d1= dдв=20 мм l1=1,5*d1=1,5*20=30,0 мм Принимаем l1=30 мм | мм Округляем до d1=32 мм l1=1,5*d1=1,5*32=48 мм Округляем до l1=50 мм |
| 2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник | d2= d1+2*t=20+2*2,0= 24 мм Округляем до d2=25 мм l2=2*d2=2*25=37,5 мм Округляем до l2=40 мм | d2= d1+2*t=32+2*2,5=37 мм Округляем до d2=40 мм l2=1,25*d2=1,25*40=50 мм Принимаем l2=50 мм |
| 3-я под шестерню, колесо | d3= d2+3,2*r=24+3,2*2,0=30,4 мм Округляем до d3=32 мм l3 – конструктивно | d3= d2+3,2*r=40+3,5*2,2=47,7 мм Округляем до d3=50 мм l3- конструктивно |
| 4-я под подшипник | d4=d2=25 мм l4=Т+с=17,5+2=19,5 мм Округляем до l4=20 мм | d4=d2=40 мм l4=Т+с=25+2=27 мм Принимаем l4=27 мм |
Предварительный выбор подшипников качения.(2,табл.К29).
В соответствии с табл. К29 выбираем тип, серию, и схему установки подшипников.
Подшипники: радиальные однорядные, серия средняя для быстроходного вала, серия легкая для тихоходного выла, схема установки: враспор.
Выбираем типоразмер подшипников:
Быстроходный вал: 7305,
Тихоходный вал:7208 .
Основные параметры:
7305: d=25 мм, D=62 мм, Т=18,5 мм, Cr=29,6 кН, Cor=20,9 кН,
7208: d=40 мм, D=80 мм, Т=20,0 мм, Cr=42,4 кН, Cor=32,7 кН,
РАСЧЁТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА. (2, стр.133)
Определение реакций опор.
БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ.
Вертикальная плоскость.
А) Определяем опорные реакции.
М3=0,
Ray*(a+b) – Ft1*b + Fa1*d1/2= 0,
Ray= (Ft1* b – Fa1*d1/2)/ (a+b) = (300*0,12 – 1290*0,050/2)/0,24 = 16 Н
М1=0,
-Rвy*(a+b) + Ft1*a + Fa1*d1/2 = 0,
Rвy= (Ft1* a + Fa1*d1/2) / (a+b) = (300*0,12 + 1290*0,050/2)/0,24 = 284 Н
Б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях.
Му1= Мy4 =0 Н*м, Мy2= Ray*a= 16*0,12= 2 Н*м,
Мy2= Ray*a + Fa1*d1/2= 16*0,12 + 1290*0,050/2= 34 Н*м.
Горизонтальная плоскость.
А) Определяем опорные реакции.
М3=0,
Rax*(a+b) + Fr1*b + Fоп*с = 0,
Raх= (- Fr1*b – Fоп*с) /(a+b) = (-469*0,12 - 32*0,06)/0,24 = -243 Н
М1=0,
-Rвx*(a+b) – Fr1*a + Fоп*(a+b+c) = 0,
Rвх= (- Fr1*a + Fоп*(a+b+c))/ (a+b) = (- 469*0,12 + 32*(0,12+0,12+0,06)/0,24 = -194 Н
Б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях.
Мx1=0 Н*м, Мx4=0 Н*м, Мx2= Rax* a= - 243*0,12= -29 Н*м,
Мx3= - Fоп*с= - 32* 0,06= -2 Н*м,
Строим эпюру крутящих моментов.
Мкр= Fr1*d1/2= 469*0,050/2= 12 Н*м,
Определяем суммарные радиальные реакции.
Н.
Н.
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.
Н*м,
Н*м.
ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ.
Вертикальная плоскость.
А) Определяем опорные реакции.
М4=0,
Ray*(b+c) – Fa2*d2/2 – Fr2*c = 0,
Ray = (Fa2*d2/2 + Fr2 *c)/ (b+c) = (300*0,200/2 + 469*0,10)/0,16 = 481 Н
М2=0,
– Fа2*d2/2 + Fr2*b – Rby*(b+c) = 0,
Rby= (- Fa2*d2/2 +Fr2*b)/ (b+c) =(–300*0,200/2 + 469*0,06)/0,16 = - 12 Н
Б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях.
Му1= 0 Н*м,
Мy2 = 0 Н*м,
Мy3= Rby*c = -12*0,1= - 1,2 Н*м,
Мy3= Rby*c - Fa2*d2/2 = - 12*0,1 – 300*0,200/2 = - 31,2 Н*м,
Му4= 0 Н*м,
Горизонтальная плоскость.
А) Определяем опорные реакции.
М4=0,
Rax*(b+c) + Fм*(a+b+c) – Ft2*c = 0,
Raх= (- Fм*(a+b+c) +Ft2*c) /(b+c) = (-1420*(0,08+0,06+0,10)+1290*0,10)/0,16 = -1325 Н
М2=0,
-Rвx*(b+c)+Ft2*b+Fм*a = 0,
Rвх= (Ft2*b + Fм*a)/ (b+c) = (1290*0,06 + 1420*0,08)/0,16 = 1195 Н
Б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях.
Мx1=0 Н*м, Мx4=0 Н*м,
Мx2= Fм*a = 1420*0,08 = 114 Н*м,
Мx3= Rbx* c = 1195*0,1 = 120 Н*м,
Строим эпюру крутящих моментов.
Мкр. = Ft2*d2/2 = 1290*0,200/2 = 129 Н*м,
Определяем суммарные радиальные реакции.
Н.
Н.
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.
М1=22,6 Н*м,
Н*м,
Н*м,
9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ. (1, стр. 102).
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности с базовой: CrpCr.
ПОДШИПНИК 7305 ГОСТ 27365-87.
m=3,33 – показатель степени для роликовых подшипников,
n=324 об/мин – число оборотов быстроходного вала,
Fa=1290 H-осевая сила в зацеплении,
R1=244 H, R2=344 H
е=0,36 ,X=0,38
Кб=1 – коэффициент безопасности,
Кт=1 – температурный коэффициент,
V=1 – коэффициент вращения.
Rs1=0,83*e* Rr1=0,83*0,36*244 = 73 H
Rs2=0,83*e* Rr2=0,83*0,36*344 = 103 H
Rs1= Ra1= 73 H
Ra2= Ra1+Fa= 73 + 1290 = 1363 H
Ra1/(V*Rr1)=73/(1*244)=0,3
Ra2/(V*Rr2)=1363/(1*344)=3,2, Y=1,66.
Ra1/(V*Rr1)<e:
RЕ1=V*Rr1*Кб*Кт=1*244*1*1=244 Н.
Ra1/(V*Rr1)>e:
RЕ2=(X*V*Rr2+Y* Ra2 )Кб*Кт=(0,38*1*344+1,66*1363)*1*1= 2394 Н.
Н < 29600 Н.
Подшипник пригоден.
ПОДШИПНИК 7208 ГОСТ 27365-87.
m=3,33 – показатель степени для роликовых подшипников,
n=16,2 об/мин – число оборотов тихоходного вала,
Fa=300 H-осевая сила в зацеплении,
R1=1409 H, R2= 1196 H
е=0,38 ,X=0,40
Кб=1 – коэффициент безопасности,
Кт=1 – температурный коэффициент,
V=1 – коэффициент вращения.
Rs1=0,83*e* Rr1=0,83*0,38*1409=445 H
Rs2=0,83*e* Rr2=0,83*0,38*1196=377 H
Rs1= Ra1=445 H
Ra2= Ra1+Fa=445+300=745 H
Ra1/(V*Rr1)=445/(1*1409)=0,28
Ra2/(V*Rr2)=745/(1*1196)=0,68, Y=1,56.
Ra/(V*Rr)<e:
RЕ1=V*Rr1*Кб*Кт=1*1409*1*1=1409 Н.
RЕ2=(X*V*Rr2+Y* Ra2 )Кб*Кт=(0,40*1*1196+1,56*745)*1*1=1637 Н.
Н < 42400 Н.
Подшипник пригоден.
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЁТЫ.
Проверочный расчёт шпонок. (2, стр.265)
Призматические шпонки проверяют на смятие.
Условие прочности: .
Ft=300 Н – окружная сила на шестерне.
А=(0,94*h-t1)*(l-b) – площадь смятия.
[]см=110 Н/мм2 – допускаемое напряжение на смятие.
БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ.
Шпонка под шкив. 8х7х35 ГОСТ 23360-78.
А=(0,94*7-5)*(35-8)= 50,8 мм2,
см=300/50,8 = 5,9 Н/мм2 – условие выполняется.
ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ.
Ft=1290 Н – окружная сила на колесе.
Шпонка под колесо. 18х11х80 ГОСТ 23360-78.
А=(0,94*11-10)*(80-18)= 58,3 мм2,
см= 1290/58,3 = 22,2 Н/мм2 – условие выполняется.
Шпонка под полумуфту. 14х10х60 ГОСТ 23360-78.
А=(0,94*10-8)*(60-14) =88,5 мм2,
см= 1290/88,5 = 14,7 Н/мм2 – условие выполняется.
Проверочный расчёт валов. (2, стр.267)
Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие кручения и изгиба: S[S]
[S]=2 – допускаемый коэффициент запаса.
БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ.
Опасное сечение: d2 .
- амплитуда нормальных напряжений.
М=45 Н*м – суммарный изгибающий момент в данном сечении.
мм3 – осевой момент сопротивления сечения вала.
Н/мм2,
- амплитуда касательных напряжений.
Мк=12 Н*м – крутящий момент,
мм3 – полярный момент сопротивления сечения вала.
Н/мм2,
- коэффициент концентрации нормальных напряжений.
- коэффициент концентрации касательных напряжений.
К=2,45 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. 11.2),
К=2,25 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. 11.2),
Кd=0,7 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.3),
КF=1 – коэффициент влияния шероховатости (табл. 11.4),
Ку=1,3 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 11.5).
,
.
-1=410 Н/мм2 – предел выносливости при симметричном цикле изгиба.
-1=0,58*-1=0,58*410=238 – предел выносливости при симметричном цикле кручения.
Н/мм2 – предел выносливости в расчётном сечении.
Н/мм2 – предел выносливости в расчётном сечении.
- коэффициент запаса по нормальным напряжениям,
- коэффициент запаса по касательным напряжениям,
- общий коэффициент запаса.
Условие выполнено.
ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ.
Опасное сечение: d3 .
- амплитуда нормальных напряжений.
М=124 Н*м – суммарный изгибающий момент в данном сечении.
мм3 – осевой момент сопротивления сечения вала.
Н/мм2,
- амплитуда касательных напряжений.
Мк=129 Н*м – крутящий момент,
мм3 – полярный момент сопротивления сечения вала.
Н/мм2,
- коэффициент концентрации нормальных напряжений.
- коэффициент концентрации касательных напряжений.
К=2,5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. 11.2),
К=2,25 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. 11.2),
Кd=0,70 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.3),
КF=1 – коэффициент влияния шероховатости (табл. 11.4),
Ку=1,3 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 11.5).
,
.
-1=410 Н/мм2 – предел выносливости при симметричном цикле изгиба.
-1=0,58*-1=0,58*410=238 – предел выносливости при симметричном цикле кручения.
Н/мм2 – предел выносливости в расчётном сечении.
Н/мм2 – предел выносливости в расчётном сечении.
- коэффициент запаса по нормальным напряжениям,
- коэффициент запаса по касательным напряжениям,
- общий коэффициент запаса.
Условие выполнено.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ:
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М. ВШ, 1990.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М. ВШ. 1991.
27
2