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.
1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ.
1.1 Условия эксплуатации.
Привод работает в спокойном режиме, без колебаний, режим работы – нереверсивный.
1.2 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.
2.1 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.
1) Ррм
=F*V – требуемая мощность рабочей машины.
Ррм
=F*V=1000*0,17=170 Вт,
2) h=hзп
*hоп
*hпк
3
*hм
– общий коэффициент полезного действия (КПД).
По табл. 2.2:
hзп
=0,92 – КПД закрытой червячной передачи,
hоп
=0,97 – КПД клиноременной передачи,
hпк
=0,995 – КПД одной пары подшипников качения,
hм
=0,98 – КПД муфты.
h=0,92*0,97*0,9952
*0,98=0,88.
3) Рдв
= Ррм
/h - требуемая мощность двигателя.
Рдв
=0,17/0,88=0,19 кВт.
4) Рном
> Рдв
– номинальная мощность двигателя.
По табл. K9. выбираем двигатель: 4ААМ63В6У3.
Рном
= 0,25 кВт, nном
= 890 об/мин.
2.2 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:
1) nрм
=60000*V/(p*D
) – частота вращения приводного вала рабочей машины.
Где – D диаметр барабана,
nрм
=60000*0,17/(p*200)= 16,2 об/мин.
2) U= nном
/ nрм
– общее передаточное число привода.
U= 890/16,2 = 55
3) Передаточные отношения ступеней привода.
Uзп
=20 - передаточное число червячной передачи, назначено исходя из рекомендаций в табл. 2.3.
Uоп
=U/ Uзп
- передаточное число открытой клиноременной передачи.
Uоп
= 55 / 20 = 2,75
2.3 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
*hр.м.
*hп.к.
= 1,0*0,97*0,995 = 0,24 кВт – мощность на на быстроходном валу,
Р2
= Р1
*hз.п.
*hп.к.
= 0,24*0,92*0,995 = 0,22 кВт – мощность на на тихоходном валу,
Рб.
= Р2
*hм.
*hп.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,
wном
= p*nном
/30 = 3,14*890/30 = 93,2 с-1
– угловая скорость вала двигателя,
w1
=wном
/Uр.п.
=93,2/2,75 = 33,9 с-1
– угловая скорость быстроходного вала,
w2
=w1
/ Uз.п.
= 33,9/20,0 = 1,7 с-1
– угловая скорость тихоходного вала,
wб.
=w2
= 1,7 с-1
– угловая скорость барабана электрической лебедки,
Тдв
= Рдв
/wном
= 250/93,2 = 2,7 Н*м – вращающий момент на валу двигателя,
Т1
= Тдв
*Uр.п
*hр.м.
*hп.к.
= 2,7*2,75*0,97 0,995 = 7,5 Н*м – вращающий момент на быстроходном валу редуктора,
Т2
= Т1
* Uз.п.
*hз.п.
*hп.к.
= 7,5*20,0*0,92*0,995 = 129 Н*м - вращающий момент на тихоходном валу,
Тб.
= Т2
*hм.
= 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
|
3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ. (2, стр.51)
3.1 Червячная передача
1) 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.
2) Допускаемые контактные напряжения при расчётах на прочность определяются по коэффициенту долговечности:
- коэффициент долговечности.
NHO
1
=25*106
– число циклов перемены напряжений для червяка, соответствующее пределу выносливости (табл. 3.3),
N1
=573*w1
*Lh
= 573*33,9*30000 = 585*106
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы червяка,
Так как N1
больше NHO
1
соответственно, то KHL
1
=1.
По табл. 3.1 определяем допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу выносливости:
[s]Н01
=1,8* НВ1ср
+67=1,8*285+67=580 Н/мм2
– червяка,
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев червяка:
[s]Н1
= KHL
1
*[s]Н01
=1*580=580 Н/мм2
,
3) Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется по допускаемым напряжениям изгиба.
- коэффициент долговечности.
NFO
1
=4*106
– число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующие пределу выносливости.
Так как N1
больше NFO
1
соответственно, то KFL
1
=1.
По табл. 3.1 определяем допускаемые напряжения изгиба, соответствующие пределу выносливости:
[s]F
01
=1,3* НВ1ср
=1,03*285=294 Н/мм2
– червяка,
Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:
[s]F
1
= KFL
1
*[s]F
01
=1*294=294 Н/мм2
,
Составляем табличный ответ:
Элемент передачи
|
Марка стали
|
Dпред
|
Термообработка
|
НВ1ср
|
[s]Н
|
[s]F
|
Sпред
|
Н/мм2
|
Червяк
|
40ХН
|
200
|
Улучшение
|
285
|
580
|
294
|
4) 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, sв
=355 Н/мм2
,sт
=- Н/мм2
,
По табл. 3.6. [s]Н
=175-35* vS
=175–35*0,74=149 Н/мм2
,
[s]F
=0,12*sв
* KFL
,
- коэффициент долговечности при расчете на изгиб,
N2
=573*w2
*Lh
= 573*1,7*30000 = 29*106
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы колеса,
NFO
2
=4*106
– число циклов перемены напряжений для всех материалов, соответствующие пределу выносливости,
Так как N2
больше NFO
2
соответственно, то KFL
=1,
[s]F
= 0,12*sв
* KFL
=0,12*355*1=43 Н/мм2
.
Составляем табличный ответ:
Элемент передачи
|
Марка материала
|
Dпред
|
Способ отливки
|
[s]Н
|
[s]F
|
Sпред
|
Н/мм2
|
Колесо
червячное
|
СЧ18
|
400
|
Литье в землю
|
149
|
43
|
4. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА. (2, стр.74)
4.1 Расчёт червячной передачи.
1) Межосевое расстояние:
.
Т2
= 129 Н*м– вращающий момент на тихоходном валу редуктора,
[s]Н
= 149 Н/мм2
– допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса,
мм,
Округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.
aw
= 125 мм.
2) Выбрать число витков червяка z1
:
Принимаем z1
=2, т.к. передаточное число редуктора 20,0 (2, стр. 74),
3) Число зубьев червячного колеса:
зубьев,
4) 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,
5) Определяем из условия жесткости коэффициент диаметра червяка:
q= (0,212…0,25)*z2
= 0,25*40=10
6) Определяем коэффициент смещения инструмента х:
По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается в диапазоне -1£ х £ +1. Условие выполняется.
7) Определяем фактическое передаточное число Uф
и проверяем его отклонение DU от заданного U: Uф
=z2
/z1
=40/2,0=20,0
DU=½ Uф
- Uзп
½/ Uзп
*100%£4 % - отклонение от заданного передаточного числа.
DU=½ 20,0-20,0½/ 20*100% = 0 % - выполняется.
8) 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.
9) Определяем основные геометрические параметры передачи:
а) Основные размеры червяка:
делительный диаметр d1
=q*m=10*5=50,0 мм,
начальный диаметр dw
1
=m*(q+2*x)=5*(10+2*0)=50,0 мм,
диаметр вершин витков da
1
= d1
+2*m=50,0+2*5=60,0 мм,
диаметр впадин витков df
1
= d1
-2,4*m=50,0-2,4*5=38,0 мм,
делительный угол подъема линии витков g=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
= dw
2
=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 df
2
= 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 d=b2
/( da1
-0,5*m)=39,3/(60,0-0,5*5)=0,62
d=38,76°
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ.
10) 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: j=2°,
11) Проверяем контактные напряжения:
К – коэффициент нагрузки, принимается в зависимости окружной скорости колеса:
м/с,
К=1, при v£3 м/с,
Ft
2
= 2*Т2
*103
/d2
= 2*129000/200 = 1290 Н – окружная сила в зацеплении,
Н/мм2
– условие выполняется.
12) Проверяем напряжения изгиба:
- эквивалентное число зубьев колеса,
YF
2
=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 g
угол обхвата червяка венцом колеса, d
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 dw
1
вершин витков da
1
впадин витков df
1
Диаметры колеса:
делительный d2
вершин зубьев dа2
впадин зубьев df
2
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, h
|
0,75…0,9
|
0,83
|
контактные напряжения, [s]Н
|
149,0
|
122,0
|
напряжения изгиба, [s]F
|
43,0
|
6,5
|
5. РАСЧЁТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ.
Расчёт клиноременной передачи.(2, стр.85)
1) Выбор сечения ремня производим по номограмме в зависимости от мощности двигателя его частоты вращения.
Тип ремня: Б.
2) Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива в зависимости от вращающего момента на валу двигателя (табл. 5.4).
d1
min
=100 мм.
3) В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром на 1…2 порядка выше минимально допустимого.
Принимаем d1
=125 мм.
4) d2
= d1
*Uоп
*(1-e) – диаметр ведомого шкива.
e=0,01 – коэффициент скольжения.
d2
=125*2,8*(1-0,01)=346,5 мм.
Округляем до ближайшего стандартного по табл. К40: d2
=355 мм.
5) Фактическое передаточное число:
.
DU=½ Uф
- Uоп
½/ Uоп
*100 %£3 % - отклонение от заданного передаточного числа.
DU=½ 2,82-2,75½/ 2,75*100 %= 2,5% - выполняется.
6) а³0,55*(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.
7) Расчётная длина ремня:
мм.
Округляем до ближайшего стандартного: l=1000 мм.
8) Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:
мм.
9) Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива: a1
=180°-57°*(d2
-d1
)/а.
a1
=180°-57°*(355-125)/350=135° – допустимо.
10) V=p*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.
11) 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.
12) Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнём: [P]n
=[Pо
]*Ср
*Сa
*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.
13) z=Рном
/[P]n
– количество клиновых ремней.
z=0,25/2,1=0,12, примем 2 ремня.
14) Сила предварительного натяжения:
.
Н,
15) Ft
=Рном
*103
/V=0,25*1000/7,5=33 Н – окружная сила.
16) Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:
Н,
Н.
17) Fоп
=2*Fо
*sin(a/2) – сила давления на вал.
Fоп
=2*17*sin(135/2)=32 Н.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ.
18) Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви.
smax
=s1
+sи
+sv
£[s]p
.
[s]p
=10 Н/мм2
– допускаемое напряжение растяжения.
s1
= Fо
/А+ Ft
/(2*A)=17/138+25,2/(2*138)=0,12 Н/мм2
– напряжение растяжения.
sи
=Еи
*h/d1
=80*10,5/125=2,4 Н/мм2
– напряжение изгиба,
sv
=r*V2
*10-6
=1250*4,72
*10-6
=1,5 Н/мм2
– напряжение от центробежных сил.
smax
=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
a1
|
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
|
6 НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.
6.1 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
Ft
1
=300 Н
|
Ft
2
=2*Т2
*103
/d2
=2*129000/200=1290 Н
|
Радиальная
|
Fr
1
= Fr
2
=469 Н
|
Fr2
= Ft2
*tg(a)=1290*tg(20°)=469 Н
|
Осевая
|
Fа1
= Ft
2
=1290 Н
|
Fa
2
= Ft1
=300 Н
|
6.2 Определение консольных сил. (2, стр.99)
Вид открытой передачи
|
Значение силы
|
Характер силы по направлению
|
На тихоходном валу редуктора
|
Муфта
|
Радиальная
|
Fм
=125*ÖТ1
=125*Ö129=1420 Н
|
7 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА.
7.1 Выбор материала валов. (2, стр.110)
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали.
Выбираем сталь 40Х. Механические характеристики стали определяем по табл. 3.2.
sв
=900 Н/мм2
, sт
=750 Н/мм2
, s-1
=410 Н/мм2
.
7.2 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.
[t]к1
=10 Н/мм2
, [t]к2
=20 Н/мм2
.
7.3 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
|
7.4 Предварительный выбор подшипников качения.(2,табл.К29).
1) 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.
2) Выбираем типоразмер подшипников:
Быстроходный вал: 7305,
Тихоходный вал:7208 .
3) 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,
8 РАСЧЁТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА. (2, стр.133)
8.1 Определение реакций опор.
БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ.
1) Вертикальная плоскость.
А) Определяем опорные реакции.
åМ3
=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
åМ1
=0,
-Rв
y
*(a+b) + Ft1
*a + Fa1
*d1
/2 = 0,
Rв
y
= (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
= Мy
4
=0 Н*м, Мy
2
= Ray
*a= 16*0,12= 2 Н*м,
Мy2
= Ray
*a + Fa1
*d1
/2= 16*0,12 + 1290*0,050/2= 34 Н*м.
2) Горизонтальная плоскость.
А) Определяем опорные реакции.
åМ3
=0,
Rax
*(a+b) + Fr1
*b + Fоп
*с = 0,
Ra
х
= (- Fr
1
*b – Fоп
*с) /(a+b) = (-469*0,12 - 32*0,06)/0,24 = -243 Н
åМ1
=0,
-Rв
x
*(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.
Мx
1
=0 Н*м, Мx4
=0 Н*м, Мx2
= Rax
* a= - 243*0,12= -29 Н*м,
Мx
3
= - Fоп
*с= - 32* 0,06= -2 Н*м,
3) Строим эпюру крутящих моментов.
Мкр
= Fr
1
*d1
/2= 469*0,050/2= 12 Н*м,
4) Определяем суммарные радиальные реакции.
Н.
Н.
5) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.
Н*м,
Н*м.
ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ.
1) Вертикальная плоскость.
А) Определяем опорные реакции.
åМ4
=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
åМ2
=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,
Мy
2
= 0 Н*м,
Мy
3
= Rby
*c = -12*0,1= - 1,2 Н*м,
Мy
3
= Rby
*c - Fa
2
*d2
/2 = - 12*0,1 – 300*0,200/2 = - 31,2 Н*м,
Му4
= 0 Н*м,
2) Горизонтальная плоскость.
А) Определяем опорные реакции.
åМ4
=0,
Rax
*(b+c) + Fм
*(a+b+c) – Ft2
*c = 0,
Ra
х
= (- Fм
*(a+b+c) +Ft2
*c) /(b+c) = (-1420*(0,08+0,06+0,10)+1290*0,10)/0,16 = -1325 Н
åМ2
=0,
-Rв
x
*(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.
Мx
1
=0 Н*м, Мx4
=0 Н*м,
Мx
2
= Fм
*a = 1420*0,08 = 114 Н*м,
Мx
3
= Rbx
* c = 1195*0,1 = 120 Н*м,
3) Строим эпюру крутящих моментов.
Мкр.
= Ft
2
*d2
/2 = 1290*0,200/2 = 129 Н*м,
4) Определяем суммарные радиальные реакции.
Н.
Н.
5) 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: Crp
£Cr
.
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:
RЕ
1
=V*Rr1
*Кб
*Кт
=1*244*1*1=244 Н.
Ra1
/(V*Rr1
)>e:
RЕ2
=(X*V*Rr
2
+Y* Ra
2
)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:
RЕ
1
=V*Rr1
*Кб
*Кт
=1*1409*1*1=1409 Н.
RЕ2
=(X*V*Rr
2
+Y* Ra
2
)Кб
*Кт
=(0,40*1*1196+1,56*745)*1*1=1637 Н.
Н < 42400 Н.
Подшипник пригоден.
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЁТЫ.
8.2 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.
[s]см
=110 Н/мм2
– допускаемое напряжение на смятие.
БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ.
1) Шпонка под шкив. 8х7х35 ГОСТ 23360-78.
А=(0,94*7-5)*(35-8)= 50,8 мм2
,
sсм
=300/50,8 = 5,9 Н/мм2
– условие выполняется.
ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ.
Ft
=1290 Н – окружная сила на колесе.
1) Шпонка под колесо. 18х11х80 ГОСТ 23360-78.
А=(0,94*11-10)*(80-18)= 58,3 мм2
,
sсм
= 1290/58,3 = 22,2 Н/мм2
– условие выполняется.
2) Шпонка под полумуфту. 14х10х60 ГОСТ 23360-78.
А=(0,94*10-8)*(60-14) =88,5 мм2
,
sсм
= 1290/88,5 = 14,7 Н/мм2
– условие выполняется.
8.3 Проверочный расчёт валов. (2, стр.267)
Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие кручения и изгиба: S³[S]
[S]=2 – допускаемый коэффициент запаса.
БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ.
1) 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.
Кs
=2,45 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. 11.2),
Кt
=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).
,
.
s-1
=410 Н/мм2
– предел выносливости при симметричном цикле изгиба.
t-1
=0,58*s-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.
2) 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.
Кs
=2,5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. 11.2),
Кt
=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).
,
.
s-1
=410 Н/мм2
– предел выносливости при симметричном цикле изгиба.
t-1
=0,58*s-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:
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М. ВШ, 1990.
|