Реферат: Привод электрической лебёдки

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:

L_h = 365*К_год *К_сут ,где

L_r = 7 лет – срок службы привода,

К_год = 0,75,

К_сут = 0,64 ,

L_h =365*7*24*0,75*0,64 =29350 часов.

Рабочий ресурс привода принимаем L_h = 30000 часов.

1. 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) Р_рм =F*V – требуемая мощность рабочей машины.

Р_рм =F*V=1000*0,17=170 Вт,

2) h=h_зп *h_оп *h_пк ³ *h_м – общий коэффициент полезного действия (КПД).

По табл. 2.2:

h_зп =0,92 – КПД закрытой червячной передачи,

h_оп =0,97 – КПД клиноременной передачи,

h_пк =0,995 – КПД одной пары подшипников качения,

h_м =0,98 – КПД муфты.

h=0,92*0,97*0,995² *0,98=0,88.

3) Р_дв = Р_рм /h - требуемая мощность двигателя.

Р_дв =0,17/0,88=0,19 кВт.

4) Р_ном > Р_дв – номинальная мощность двигателя.

По табл. K9. выбираем двигатель: 4ААМ63В6У3.

Р_ном = 0,25 кВт, n_ном = 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) n_рм =60000*V/(p*D ) – частота вращения приводного вала рабочей машины.

Где – D диаметр барабана,

n_рм =60000*0,17/(p*200)= 16,2 об/мин.

2) U= n_ном / n_рм – общее передаточное число привода.

U= 890/16,2 = 55

3) Передаточные отношения ступеней привода.

U_зп =20 - передаточное число червячной передачи, назначено исходя из рекомендаций
в табл. 2.3.

U_оп =U/ U_зп - передаточное число открытой клиноременной передачи.

U_оп = 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.

Р_ном = 0,25 кВт – мощность двигателя,

Р₁ = Р_ном *h_р.м. *h_п.к. = 1,0*0,97*0,995 = 0,24 кВт – мощность на на быстроходном валу,

Р₂ = Р₁ *h_з.п. *h_п.к. = 0,24*0,92*0,995 = 0,22 кВт – мощность на на тихоходном валу,

Р_б. = Р₂ *h_м. *h_п.к. = 0,22*0,98 = 0,21 кВт – мощность на барабане электрической лебедки,

n_ном =890 об/мин – число оборотов двигателя,

n₁ = n_ном /U_р.п. = 890/2,75=324 об/мин - число оборотов быстроходного вала,

n₂ = n₁ / U_з.п. = 324/20=16,2 об/мин - число оборотов тихоходного вала,

n_б. = n₂ = 16,2 об/мин - число оборотов барабана электрической лебедки,

w_ном = p*n_ном /30 = 3,14*890/30 = 93,2 с^-1 – угловая скорость вала двигателя,

w₁ =w_ном /U_р.п. =93,2/2,75 = 33,9 с^-1 – угловая скорость быстроходного вала,

w₂ =w₁ / U_з.п. = 33,9/20,0 = 1,7 с^-1 – угловая скорость тихоходного вала,

w_б. =w₂ = 1,7 с^-1 – угловая скорость барабана электрической лебедки,

Т_дв = Р_дв /w_ном = 250/93,2 = 2,7 Н*м – вращающий момент на валу двигателя,

Т₁ = Т_дв *U_р.п *h_р.м. *h_п.к. = 2,7*2,75*0,97 0,995 = 7,5 Н*м – вращающий момент на быстроходном валу редуктора,

Т₂ = Т₁ * U_з.п. *h_з.п. *h_п.к. = 7,5*20,0*0,92*0,995 = 129 Н*м - вращающий момент на тихоходном валу,

Т_б. = Т₂ *h_м. = 129*0,98 = 126 Н*м - вращающий момент на барабане электрической лебедки.

Результаты расчётов сводим в таблицу:

Силовые и кинематические параметры привода

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.

N_{HO 1} =25*10⁶ – число циклов перемены напряжений для червяка, соответствующее пределу выносливости (табл. 3.3),

N₁ =573*w₁ *L_h = 573*33,9*30000 = 585*10⁶ - число циклов перемены напряжений за весь срок службы червяка,

Так как N₁ больше N_{HO 1} соответственно, то K_{HL 1} =1.

По табл. 3.1 определяем допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу выносливости:

[s]_Н01 =1,8* НВ_1ср +67=1,8*285+67=580 Н/мм² – червяка,

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев червяка:

[s]_Н1 = K_{HL 1} *[s]_Н01 =1*580=580 Н/мм² ,

3) Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется по допускаемым напряжениям изгиба.

- коэффициент долговечности.

N_{FO 1} =4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующие пределу выносливости.

Так как N₁ больше N_{FO 1} соответственно, то K_{FL 1} =1.

По табл. 3.1 определяем допускаемые напряжения изгиба, соответствующие пределу выносливости:

[s]_{F 01} =1,3* НВ_1ср =1,03*285=294 Н/мм² – червяка,

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

[s]_{F 1} = K_{FL 1} *[s]_{F 01} =1*294=294 Н/мм² ,

Составляем табличный ответ:

4) Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения и производится по табл. 3.5. Скорость скольжения v_S определяется по формуле:

м/с.

По табл. 3.5. принимаем материал червячного колеса СЧ18 способ отливки - литье в землю, s_в =355 Н/мм² ,s_т =- Н/мм² ,

По табл. 3.6. [s]_Н =175-35* v_S =175–35*0,74=149 Н/мм² ,

[s]_F =0,12*s_в * K_FL ,

- коэффициент долговечности при расчете на изгиб,

N₂ =573*w₂ *L_h = 573*1,7*30000 = 29*10⁶ - число циклов перемены напряжений за весь срок службы колеса,

N_{FO 2} =4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех материалов, соответствующие пределу выносливости,

Так как N₂ больше N_{FO 2} соответственно, то K_FL =1,

[s]_F = 0,12*s_в * K_FL =0,12*355*1=43 Н/мм² .

Составляем табличный ответ:

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.

a_w = 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)*а_w /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 U_ф и проверяем его отклонение DU от заданного U: U_ф =z₂ /z₁ =40/2,0=20,0

DU=½ U_ф - U_зп ½/ U_зп *100%£4 % - отклонение от заданного передаточного числа.

DU=½ 20,0-20,0½/ 20*100% = 0 % - выполняется.

8) Определяем фактическое значение межосевого расстояния: a_w =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 d_{w 1} =m*(q+2*x)=5*(10+2*0)=50,0 мм,

диаметр вершин витков d_{a 1} = d₁ +2*m=50,0+2*5=60,0 мм,

диаметр впадин витков d_{f 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 = d_{w 2} =m*z₂ =5*40=200 мм,

диаметр вершин зубьев d_а2 = d₂ +2*m*(1+x)=200+2*5*(1+0)=210,0 мм,

наибольший диаметр колеса d_am2 £ d_a2 +6*m/(z₁ +2)=210,0+6*5/(2+2)=217,5 мм,

диаметр впадин зубьев d_{f 2} = d₂ -2*m*(1,2-x)=200-2*5*(1,2-0)=188,0 мм,

ширина венца при z₁ =4 b₂ =0,315*a_w =0,315*125=39,3 мм,

радиусы закруглений зубьев

R_a =0,5*d₁ -m=0,5*50,0-5=20,0 мм,

R_f =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 /( d_a1 -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,

F_{t 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,

Y_{F 2} =1,41 – коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10. в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса,

Н/мм² – условие выполняется.

Проверочный расчет

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).

d_{1 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 *U_оп *(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 U_ф - U_оп ½/ U_оп *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 =[P_о ]*С_р *С_a *С_l *C_z .

[P_о ]=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=Р_ном /[P]_n – количество клиновых ремней.

z=0,25/2,1=0,12, примем 2 ремня.

14) Сила предварительного натяжения: .

Н,

15) F_t =Р_ном *10³ /V=0,25*1000/7,5=33 Н – окружная сила.

16) Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:

Н,

Н.

17) F_оп =2*F_о *sin(a/2) – сила давления на вал.

F_оп =2*17*sin(135/2)=32 Н.

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ.

18) Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви.

s_max =s₁ +s_и +s_v £[s]_p .

[s]_p =10 Н/мм² – допускаемое напряжение растяжения.

s₁ = F_о /А+ F_t /(2*A)=17/138+25,2/(2*138)=0,12 Н/мм² – напряжение растяжения.

s_и =Е_и *h/d₁ =80*10,5/125=2,4 Н/мм² – напряжение изгиба,

s_v =r*V² *10^-6 =1250*4,7² *10^-6 =1,5 Н/мм² – напряжение от центробежных сил.

s_max =0,12+2,4+1,5=4,02 Н/мм² – условие выполнено.

6 НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.

6.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи.(2, стр.100)

6.2 Определение консольных сил. (2, стр.99)

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.

s_в =900 Н/мм² , s_т =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).

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, C_r =29,6 кН, C_or =20,9 кН,

7208: d=40 мм, D=80 мм, Т=20,0 мм, C_r =42,4 кН, C_or =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,

R_ay *(a+b) – F_t1 *b + F_a1 *d₁ /2= 0,

R_ay = (F_t1 * b – F_a1 *d₁ /2)/ (a+b) = (300*0,12 – 1290*0,050/2)/0,24 = 16 Н

åМ₁ =0,

-R_{в y} *(a+b) + F_t1 *a + F_a1 *d₁ /2 = 0,

R_{в y} = (F_t1 * a + F_a1 *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.

М_у1 = М_{y 4} =0 Н*м, М_{y 2} = R_ay *a= 16*0,12= 2 Н*м,

М_y2 = R_ay *a + F_a1 *d₁ /2= 16*0,12 + 1290*0,050/2= 34 Н*м.

2) Горизонтальная плоскость.

А) Определяем опорные реакции.

åМ₃ =0,

R_ax *(a+b) + F_r1 *b + F_оп *с = 0,

R_{a х} = (- F_{r 1} *b – F_оп *с) /(a+b) = (-469*0,12 - 32*0,06)/0,24 = -243 Н

åМ₁ =0,

-R_{в x} *(a+b) – F_r1 *a + F_оп *(a+b+c) = 0,

R_вх = (- F_r1 *a + F_оп *(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.

М_{x 1} =0 Н*м, М_x4 =0 Н*м, М_x2 = R_ax * a= - 243*0,12= -29 Н*м,

М_{x 3} = - F_оп *с= - 32* 0,06= -2 Н*м,

3) Строим эпюру крутящих моментов.

М_кр = F_{r 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,

R_ay *(b+c) – F_a2 *d₂ /2 – F_r2 *c = 0,

R_ay = (F_a2 *d₂ /2 + F_r2 *c)/ (b+c) = (300*0,200/2 + 469*0,10)/0,16 = 481 Н

åМ₂ =0,

– F_а2 *d₂ /2 + F_r2 *b – R_by *(b+c) = 0,

R_by = (- F_a2 *d₂ /2 +F_r2 *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.

М_у1 = 0 Н*м,

М_{y 2} = 0 Н*м,

М_{y 3} = R_by *c = -12*0,1= - 1,2 Н*м,

М_{y 3} = R_by *c - F_{a 2} *d₂ /2 = - 12*0,1 – 300*0,200/2 = - 31,2 Н*м,

М_у4 = 0 Н*м,

2) Горизонтальная плоскость.

А) Определяем опорные реакции.

åМ₄ =0,

R_ax *(b+c) + F_м *(a+b+c) – F_t2 *c = 0,

R_{a х} = (- F_м *(a+b+c) +F_t2 *c) /(b+c) = (-1420*(0,08+0,06+0,10)+1290*0,10)/0,16 = -1325 Н

åМ₂ =0,

-R_{в x} *(b+c)+F_t2 *b+F_м *a = 0,

R_вх = (F_t2 *b + F_м *a)/ (b+c) = (1290*0,06 + 1420*0,08)/0,16 = 1195 Н

Б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях.

М_{x 1} =0 Н*м, М_x4 =0 Н*м,

М_{x 2} = F_м *a = 1420*0,08 = 114 Н*м,

М_{x 3} = R_bx * c = 1195*0,1 = 120 Н*м,

3) Строим эпюру крутящих моментов.

М_кр. = F_{t 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: C_rp £C_r .

ПОДШИПНИК 7305 ГОСТ 27365-87.

m=3,33 – показатель степени для роликовых подшипников,

n=324 об/мин – число оборотов быстроходного вала,

F_a =1290 H-осевая сила в зацеплении,

R₁ =244 H, R₂ =344 H

е=0,36 ,X=0,38

К_б =1 – коэффициент безопасности,

К_т =1 – температурный коэффициент,

V=1 – коэффициент вращения.

R_s1 =0,83*e* R_r1 =0,83*0,36*244 = 73 H

R_s2 =0,83*e* R_r2 =0,83*0,36*344 = 103 H

R_s1 = R_a1 = 73 H

R_a2 = R_a1 +F_a = 73 + 1290 = 1363 H

R_a1 /(V*R_r1 )=73/(1*244)=0,3

R_a2 /(V*R_r2 )=1363/(1*344)=3,2, Y=1,66.

R_a1 /(V*R_r1 )<e:

R_{Е 1} =V*R_r1 *К_б *К_т =1*244*1*1=244 Н.

R_a1 /(V*R_r1 )>e:

R_Е2 =(X*V*R_{r 2} +Y* R_{a 2} )К_б *К_т =(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,

F_a =300 H-осевая сила в зацеплении,

R₁ =1409 H, R₂ = 1196 H

е=0,38 ,X=0,40

К_б =1 – коэффициент безопасности,

К_т =1 – температурный коэффициент,

V=1 – коэффициент вращения.

R_s1 =0,83*e* R_r1 =0,83*0,38*1409=445 H

R_s2 =0,83*e* R_r2 =0,83*0,38*1196=377 H

R_s1 = R_a1 =445 H

R_a2 = R_a1 +F_a =445+300=745 H

R_a1 /(V*R_r1 )=445/(1*1409)=0,28

R_a2 /(V*R_r2 )=745/(1*1196)=0,68, Y=1,56.

R_a /(V*R_r )<e:

R_{Е 1} =V*R_r1 *К_б *К_т =1*1409*1*1=1409 Н.

R_Е2 =(X*V*R_{r 2} +Y* R_{a 2} )К_б *К_т =(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: .

F_t =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 ,

s_см =300/50,8 = 5,9 Н/мм² – условие выполняется.

ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ.

F_t =1290 Н – окружная сила на колесе.

1) Шпонка под колесо. 18х11х80 ГОСТ 23360-78.

А=(0,94*11-10)*(80-18)= 58,3 мм² ,

s_см = 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 ,

s_см = 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.

М_к =12 Н*м – крутящий момент,

мм³ – полярный момент сопротивления сечения вала.

Н/мм² ,

- коэффициент концентрации нормальных напряжений.

- коэффициент концентрации касательных напряжений.

К_s =2,45 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. 11.2),

К_t =2,25 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. 11.2),

К_d =0,7 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.3),

К_F =1 – коэффициент влияния шероховатости (табл. 11.4),

К_у =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.

М_к =129 Н*м – крутящий момент,

мм³ – полярный момент сопротивления сечения вала.

Н/мм² ,

- коэффициент концентрации нормальных напряжений.

- коэффициент концентрации касательных напряжений.

К_s =2,5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. 11.2),

К_t =2,25 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. 11.2),

К_d =0,70 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.3),

К_F =1 – коэффициент влияния шероховатости (табл. 11.4),

К_у =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.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М. ВШ. 1991.