Расчет и проектирование привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство Образования Республики Беларусь

Белорусский Национальный Технический Университет

Факультет транспортных коммуникаций

Кафедра “Строительные дорожные машины”

Пояснительная записка

к курсовому проекту

«Расчет и проектирование привода

ленточного конвеера»

Исполнитель:

Студент гр.

Алексейчик В.В.

Руководитель:

Доцент каф. СДМ

Шавель А.А

Минск - 2007

Задание

Для курсового проекта по предмету «Детали машин» :

рассчитать и спроектировать цилиндро-червячный редуктор общего назначения.

Исходные данные

Мощность на выходном валу редуктора, p_вых = 6,4 КВт.

Частота вращения выходного вала, n_вых = 38,25 об/мин.

Частота вращения вала электродвигателя, n_вых = 1500 об/мин

Нагрузка переменная

График 1

K₁=1

K₂=0,4

K₃=0,3

K₁^/=0,5

K₂^/=0,4

K₃^/=0,1

K_Г=0,6

K_С=0,6

L_Г=12

Содержание

Введение

1. Общие сведения

2. Расчётная часть

2.1 Кинематический расчёт и выбор электродвигателя

2.2. Расчёт плоскоременной передачи

2.3. Расчёт зубчатых передач

2.4. Расчет цепной передачи

3. Расчёт валов редуктора

4. Подбор подшипников

5. Проверка прочности шпоночных соединений.

6.Расчет валов на усталостную прочность

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

8. Сборка редуктора

Список используемой литературы

Введение

В основе работы большинства машин и механизмов лежит преобразование параметров и кинематических характеристик движения выходных элементов по отношению к входным. Наиболее распространенным механизмом для решения данной задачи является редуктор, который представляет систему зубчатых передач выполненных в герметично закрытом корпусе.

Объектом данного курсового проекта является двухступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения.

Цель работы -- расчет и проектирование редуктора со следующими параметрами: мощность на выходе -- 2,7 кВт, частота вращения вала электродвигателя -- 750 об/мин; выходного вала -- 40 об/мин.

Разработка редуктора выполнялась на основе теории зубчатых передач. При расчете отдельных элементов устройства использованы теории прочности и надежности.

В результате работы спроектирован редуктор, обеспечивающий заданные параметры и разработан его общий вид. Объем проведенных расчетов и конструкторских проработок позволяет перейти к разработке комплекта технической документации на двухступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения.

1. Общие сведения

Спроектированный привод, состоит из - двухступенчатого редуктора, электродвигателя, передающего вращение к редуктору через плоскоременную передачу общего назначения, цепной передачи, на выходе.

Ременная передача - это такие передачи в которых движение между 2-мя валами, имеющими пространственное расположение осуществляется по средствам гибкой связи и шкивов - ведущего и ведомого. Передача энергии осуществляется благодаря трению между ремнем и шкивами.

Преимущества ременных передач:

1) Возможность передачи вращения большие расстояния (до 15 метров);

2) Бесшумная и плавная работа;

3) Защита механизма от поломок;

4) Низкая цена

Недостатки ременных передач:

1) Непостоянство передаточного числа в следствии скольжения ремня на шкивах;

2) Повышенные нагрузки на валы и их опоры;

3) Низкая долговечность;

4) Необходимость защиты ременной передачи от масла;

Механизм, предназначенный для передачи вращения с одного вала на другой посредствам 2-х зубчатых колес находящихся в зацеплении, называется зубчатой передачей. Меньшее из колес называется шестерней, большее - зубчатым колесом (в общем случае оба называют колесами).

Преимущества зубчатых передач:

1) Возможность передачи больших мощностей (до 50000 кВт и более) в широком диапазоне окружных скоростей;

2) Постоянство передаточного числа;

3) Малые габариты, большая долговечность и надежность в работе;

4) Высокий КПД ;

5) Простота конструкции и обслуживания;

6) Слабые нагрузки на валы и их опоры;

7) Возможность изготовления из различных материалов;

Недостатки зубчатых передач:

1) Ограниченность передаточного числа ;

2) Источник шума и вибраций;

3) Незащищенность от перегрузок;

4) Высокие требования к точности изготовления

Цепная передача-это механизм для передачи энергии между двумя параллельными валами с помощью цепи и звездочек. В зависимости от назначения цепи делятся на: приводные, грузовые и тяговые.

Преимущества цепной передачи:

1) Возможность передачи движения на значительные расстояния (до 8м);

2) Меньшие габариты по сравнению с ременными;

3) Постоянство среднего передаточного числа из-за отсутствия скольжения;

4) Высокий КПД (до 0,98);

5) Передача движения на несколько звездочек;

6) Меньшие нагрузки на валы по сравнению с ременной передачей;

Недостатки цепной передачи:

1) Неравномерность хода ведомой звездочки;

2) Значительный износ звеньев цепи;

3) Возникновения дополнительных динамических нагрузок;

4) Плохие условия смазки;

2. Расчётная часть

2.1 Кинематический расчёт и выбор эл. двигателя

При выполнении кинематического расчёта и выборе эл. двигателя необходимо учитывать потери энергии, которые происходят в ременной передачи, в зацеплении зубчатых колёс с учётом потерь в подшипниках.

Принимаем их КПД соответственно:

ременной передачи: з_рем 0,93...0,95

зубчатой передачи (цилиндрическая) з_зуб 0,95…0,98

зубчатой передачи (червячной): з_чер = 0,78…0,84

подшипников: з_под 0,995

Общий КПД привода:

з_общ = з_рем * з_зуб* з_чер * з³_подш = 0,95 * 098 *0,75* 0,995³ =0,687

Требуемая мощность эл. двигателя:

Р_эл.тр. = Р_вых / з_об

Р_эл.тр. = 6,4 / 0,687= 9,3 кВт

Асинхронная частота вращения вала эл. двигателя:

n_ас. = n_син (1-S),

где n_син --синхронная частота вращения (задано по условию);

S--скольжение;

n_ас = 1500(1-0,028)=1458 об/мин.

По табл. 19.27 [2] выбираем эл. двигатель трёхфазный короткозамкн. закрытый обдуваемый единой серии 4А с асинхронной частотой вращения n₁ = n_э = 1458 с мощностью эл. двигателя 11 кВт.

Тип двигателя 4А132М4У3:

Р_э = Р₁ = 11 кВт.

Общее передаточное число привода:

и_общ = n_э/в_вых = n₁/n₃ = 1458 / 38,25 = 38,118

и_общ = и_рем * и_{зуб-чер} принимаем

и_рем =1,36.

Тогда и_{зуб-чер} = и_общ / u_рем = 38,118 / 1,36 = 28;

Тогда и_зуб = 2,24; u_чер=12,5;

Кинематические параметры:

Частота вращения валов (см. рис. 1):

вала 1 -- n₁ = n_э = 1458

вала 2 -- n₂ = n₁ / и_рем = 1458 / 1,36 = 1072,059 об/мин

вала 3 -- n₃ = n₂ / и_зуб =1072,059 / 2,24 = 478,598 об/мин

вала 4 -- n₄ = n₃ / и_чер =478,598 / 12,5 = 38,29 об/мин

Мощности на валах:

вала 1 -- P₁ = 9,305 кВт

вала 2 -- P₂ =P₁* з_рем* з_подш=9,305*0,95*0,995=8,796 кВт

вала 3 -- P₃ = P₂* з_зуб* з_подш=8,796*0,98*0,995=8,577 кВт

вала 4 -- P₄ = P₃* з_чер* з_подш=8,577*0,75*0,995=6,4 кВт

Вращающие моменты на валах:

на валу 1 -- T₁ = 9550 * Р₁ / n₁ = 9550 * 9,305 / 1458 = 60,948 Н*м

на валу 2 -- T₂ = 9550 * Р₂ / n₂ = 9550 * 8,796 / 1072,059 = 78,356 Н*м

на валу 3 -- Т₃ = 9550 * Р₃ / n₃ = 9550 * 8,577 / 478,598 = 171,146 Н*м

на валу 4 -- Т₄ = 9550 * Р₄ / n₄ = 9550 * 6,4 / 38,29 = 1596,239 Н*м

вал 1 -- вал эл. двигателя; 2 -- вал шестерни; 3 -- вал зубчатого колеса и червяка; 4--вал червячного колеса.

№ вала	Частота вращения об/мин	Мощность кВт	Вращ. Момент Н*м
1	1458	9,305	60,948
2	1072,059	8,796	78,356
3	478,598	8,577	171,146
4	38,29	6,4	1596,239

/

Рис. 1 Кинем. схема

2.2 Расчёт клинорем. передачи

Расчет клиноременных передач заключается в определении размеров одного или нескольких ремней в зависимости от заданных условий работы. В результате расчета ременной передачи устанавливаются нагрузки, основные размеры деталей (шкивов, валов, опор и др.), определяется долговечность ремня. электродвигатель редуктор подшипник шпоночный

Исходные данные для расчёта:

– передаваемая мощность --9,305 кВт;

– частота вращения ведущего шкива -- 1458 об/мин;

– передаточное число и_рем = 1,36.

По номограмме рисунок 5.2 [2] в зависимости от частоты вращения n₁ = 1458 об/мин и перед. мощности Р_эл.дв. = 9,305 кВт принимаем сечение клинового ремня В.

Вращающий момент:

Т₂ = Р₂ / щ₂

щ₁ = рn₂ / 30 = 3,14 * 1072,059/ 30 = 112,209 с ^{- 1}

Т₂ = 8,796 * 10³ / 112,209 = 78,389 Н* м

Диаметр меньшего шкива

d₁ = (3...4) ³vT₁

d₁ = (3...4) ³v60948 = 118,061...157,415 мм

Принимаем нормализованное значение d₁ = 160 мм.

Диаметр большого шкива

d₂ = u_peм * d₁ * (1 - е)

где е = 0,02-- скольжение ремня

и = 1,36 -- перед. число рем. перед.

d₂ = 1,36 * 160(1 - 0,02) = 213,248 мм

Принимаем нормализованное значение d₂ = 224 мм

Уточняем перед. число u_peм =d₂ / d₁(1 - е) = 224 / 160(1 - 0,02) = 1,429

Окончательно принимаем диам. шкивов:

d₁ = 160 мм; d₂ = 224 мм.

Уточняем частоту вращения 2-го вала

n₂=1458/1,429=1020,3 об/мин

= (рd₁n₁) / 60 = (3,14 * 0,16 * 1458) / 60 = 12,208 м/с

Предварительное значение межосевого расстояния

a = K*d₂

где K -- коэффициент зависящий от передаточного числа

K	1,5	1,2	1,0	0,95	0,9	0,85
U	1	2	3	4	5	6

Проинтерпалировав принимаем K=1,35 , тогда

a = K*d₂=1,35*224=302,4 мм

Расчетная длина ремня определяется по формуле:

L_p = 2a_peм + 0,5р(d₁ + d₂) + (d₂ - d₁)² / 4 * а_рем

L_p = 2 * 302,4 + 0,5 * 3,14(160 + 224) + (224 - 160)² / 4 * 302,4 = 1211,066 мм

Ближайшее стан. значение длины ремня по ГОСТ 12841-80 L = 1400 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния a_рем с учетом стандарт, длины ремня L считаем по формуле:

мм

Проверяют условие:

, где

= 180° - 57° ((d₂ - d₁) / a_рем)) = 180 - 57((224 - 160) / 397,3) = 170,8°

Определяем поправочный коэффициент:

Коэф. учит. влияние угла обхвата меньшего шкива

Коэф. учитыв. влияние ск-ти движения ремня

=

Коэф. учит. характер нагрузки

Коэф. учит. влияние наклона линии центров передачи к горизонту на долговечность

Определяем полезную окружную силу:

Н

Число пробегов ремня:

,

Т.к. число пробегов ремня <10 принимаем МПа

Из таблицы (стр.53) [2] принимаем МПа

Выбираем сечение ремня B:

B_p=19, h=13,5, b₀=22, S₁=230, d_p=200

рис. 2

Число ремней:

=2,9

Принял z = 3

Определяем силу натяж. комплекта ремней:

Н

Определяем нормальные напряжения в ведущей ветви ( _n1)

_n1=₌1,75 МПа

Определяем нормальные напряжения в ведомой ветви ( _n2)

_n2=₌0,65 МПа

Напряжения изгиба в ремне :

МПа

МПа

Напряжения в ремне от действия центробежных сил

МПа

=1,75+6,75+0,179=8,679 МПа

=0,65+4,82+0,179=5,649 МПа

Определяют долговечность ремня:

часов

Определяем силы действующие на валы:

Н

Н

2.3 Расчёт зубчатой передачи

При расчете необходимо определить минимальные размеры передачи, которые обеспечивали бы ее работоспособность в течении заданного срока службы. Наиболее рациональное решением такой задачи возможно при проведении прочностного расчета с учетом влияния на нагрузочную способность передачи геометрических параметров зацепления термической и химико-термической обработкой. Из анализа работы зубчатой очевидно, что зубья под действием нормальной силы и силы трения находятся в сложном напряженном состоянии. Решающее влияние на работоспособность передачи оказывают контактные напряжения и напряжения изгиба . В современных методиках расчета основным критерием расчета зубчатых передач принята контактная усталость поверхности зубьев.

Выбираем материал (табл.4.1.1.) [1]:

шестерня: 45ХН

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 240…300

зубчатое колесо: 45Х

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 240…280

Определяем долговечность редуктора:

L_h=L_Г*365*K_Г*24*K_С , где L_Г , K_Г , K_С - заданы по условию

L_h=L_Г*365*K_Г*24*K_С =12*365*0,6*24*0,6=37843,2 часов

Допускаемые контактные напряжения при расчете на усталость определяются по формуле:

, где

i- 1 или 2 (1- шестерня; 2- зуб. колесо)

- предел контактной выносливости

- для улучшенных колес

Z_Ni - коэффициент долговечности

S_Hi - коэффициент запаса прочности (S_Hi=1,1)

N_Hlimi=30*(HB_i)^2,4120*10⁶, где

HB_i - твердость для определенного колеса (1 или 2)

N_Hlim1=30*(HB_i)^2,4=30*(300)^2,4=26,4*10⁶ - для шестерни

N_Hlim2=30*(HB_i)^2,4=30*(280)^2,4=22,4*10⁶ - для зуб. колеса

N_HEi=60*C_i*n_i*L_h* (), где

C_i - число зацеплений зуба за один оборот

n_i - число оборотов в минуту рассчитываемого колеса

L_h - число часов работы передачи за весь срок службы (в часах)

K_Hj - коэффициент времени (определяем с графика 1)

K_ti - коэффициент нагрузки (определяем с графика 1)

N_HE1=60*C₁*n₁*L_h*()=60*1*1072,059*37843,2*(1³*0,5+0,4³*0,4+0,3³*0,1)=12,9*10⁸ - для шестерни

N_HE2=60*C₂*n₂*L_h*()=60*1*478,598*37843,2*(1³*0,5+0,4³*0,4+0,3³*0,1)=5,74*10⁸ - для зуб. колеса

Т.к. N_HE1<N_HE1, то Z_Ni

Z_N1- для шестерни

Z_N10,75 - условие выполняется

Т.к. N_HE2<N_HE2, то Z_Ni

Z_N2 - для зуб. колеса

Z_N20,75 - условие выполняется

МПа

МПа

МПа

МПа

Допускаемое контактное напряжение передачи определяется по формуле:

, значит МПа

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость определяются по формуле:

, где

- предел контактной выносливости

- для улучшенных колес

Y_a - коэффициент учитывающий характер приложения нагрузки (при односторонней Y_a=1)

Y_z - коэффициент учитывающий тип заготовки из которой изготавливается колесо (если из паковки Y_z=1)

- для улучшенных колес

МПа

МПа

МПа

МПа

Y_Ni - коэффициент долговечности

Y_Ni=

N_Flim - базовое число циклов нагружения (N_Flim=4*10⁶)

N_FEi - расчетное эквивалентное число циклов

N_FEi=60*C_i*n_i*L_h* (), где

C_i - число зацеплений зуба за один оборот

n_i - число оборотов в минуту рассчитываемого колеса

L_h - число часов работы передачи за весь срок службы (в часах)

K_Hj - коэффициент времени (определяем с графика 1)

K_ti - коэффициент нагрузки (определяем с графика 1)

q_F - показатель степени (для улучшенных колес q_F=6)

N_FE1=60*C₁*n₁*L_h*()=

=60*1*1072,059*37843,2*(1⁶*0,5+0,4⁶*0,4+0,3⁶*0,1)=1221269956

N_FE2=60*C₂*n₂*L_h*()=

=60*1*478,598*37843,2*(1⁶*0,5+0,4⁶*0,4+0,3⁶*0,1)=545210066,1

Y_N1=

Y_N2=

Поскольку N_FEi> N_Flim принимаем Y_N1= Y_N2=1

S_Fi - коэффициент запаса прочности (S_Fi=1,7)

МПа

МПа

Расчет зубчатой передачи:

1. Определяем межосевое расстояние a_w из условия определения контактной усталости рабочих поверхностей зубьев:

, где

K_a - коэффициент равный 495 для прямозубых передач

U - передаточное число зуб. передачи («+» внешнее зацепление, «-» внутреннее зацепление)

T₂ - крутящий момент на ведомом колесе, Н*м

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии

- коэффициент ширины зубчатого колеса (венца)

По рекомендации приняли =0,315

По схеме [2] (стр.108) принимаем =1,05

мм

Принимаем нормализованное значение межосевого расстояния a_w=125 мм

2. Определяем ширину зубчатого венца:

b_w2==0,315*125=39,375 мм - для зуб. колеса

Принимаем b_w2=40 мм

b_w1= b_w2+2…5 - т.к. HB₂<350

b_w1=40+2…5 =42…45 мм

Принимаем b_w1=44 мм

3. Определяем модуль зацепления:

m_n=(0,015…0,03)*a_w=(0,015…0,03)*125=1,88…3,75 мм

Принимаем нормализованное значение модуль зацепления m_n=3 мм

4. Определяем суммарное число зубьев:

5. Определяем число зубьев меньшего колеса (шестерни):

, где

«+» для внешнего зацепления; «-» для внутреннего зацепления

6. Определяем число зубьев второго колеса (зуб. колеса):

Z₂=

7. Определяем геометрические параметры зубчатых колес:

d_wi=m_n*Z_i - начальный диаметр

d_w1=m_n*Z₁=3*26=78 мм

d_w2=m_n*Z₂=3*57=171 мм

d_ai= d_wi+2*m_n - диаметр вершин зубьев

d_a1= d_w1+2*m_n =78+2*3=84 мм

d_a2= d_w2+2*m_n =171+2*3=177 мм

d_fi= d_wi -2,5*m_n - диаметр впадин зубьев

d_f1= d_w1 -2,5*m_n =78-2,5*3=70,5 мм

d_f2= d_w2 -2,5*m_n =171-2,5*3=163,5 мм

8. Определяем окружную скорость в зацеплении

м/с

9. Определяем силы действующие в зацеплении

В зацеплении действуют следующие силы (для прямозубой передачи): 1. окружная сила F_t; 2. радиальная сила F_r

, где

T_i - момент на i-ом валу

Н

Н

, где

- угол зацепления

Н

Н

10. Выполняем проверочный расчет на контактную усталость:

, где

- коэффициент учитывающий геометрию

коэффициент Пуассона (для стали 0,3)

E₁, E₂ - модуль продольной упругости материалов (2,1*10⁵)

- угол наклона зубьев ( т.к. прямозубая передача)

- коэффициент торцового перекрытия

=213,6 МПа

, где

=1

- взяли по графику (стр.111 [2]) для степени точности 8

(стр. 111 формула 6.9) [2]

(стр. 111 формула 6.10) [2]

(стр. 152 таблица 6.10) [2]

g_o=61 (стр. 152 таблица 6.11) [2]

=1*1,05*1,938*1=2,035

МПа

МПа

- условие выполняется

11. Выполняем проверочный расчет на изгибную усталость:

, где

(стр.114) [2]

(по графику рис. 6.14) [2]

, где

=1 (стр. 114) [2]

(стр. 108) [2]

(стр. 114) [2]

(стр. 114) [2]

(стр. 114) [2]

g_o=61 (стр. 152 таблица 6.11) [2]

K=1

МПа

- условие выполняется

2.4 Расчёт червячной передачи редуктора

Характерной особенностью работы червячных передач являются большие скорости скольжения, а также неблагоприятные условия смазки в полюсной зоне. При больших нагрузках в полюсной зоне появляется заедание, приводящее к постепенному разрушению зубьев червячного колеса. Поскольку интенсивные заедания зависят от контактных напряжений, то расчет на сопротивление контактной усталости для червячной передачи является основным. Расчет ведут по зубьям колеса имеющих меньшую поверхностную и общую прочность чем витки червяка. Расчет на выносливость зубьев при изгибе выполняют как проверочный.

Предварительно оцениваем скорость скольжения м/с (стр. 52) [1]

м/с

Выбираем материал червяка и червячного колеса:

Червячное колесо:

материал БР ОФ10-1

МПа; МПа;

твердость 80…100 HB; модуль упругости E=0,75*10⁵ МПа

Червяк:

марка стали: 40Х

твердость HRC 45…62

Допускаемое напряжение на контактную выносливость определяется по формуле:

, где

- базовый предел контактной выносливости (180-300 МПа)

- коэффициент долговечности

- эквивалентное число циклов нагружения

C - число зацеплений зуба за один оборот (C=1)

n₄ - число оборотов в минуту рассчитываемого колеса

L_h - число часов работы передачи за весь срок службы (в часах)

K_Hj - коэффициент времени (определяем с графика 1)

K_ti - коэффициент нагрузки (определяем с графика 1)

N_H0 - базовое число нагружений (10⁷)

МПа

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле:

, где

- коэффициент долговечности

МПа

Расчет межосевого расстояния и выбор основных параметров:

Z₁=4 - число заходов червяка

Z₂=U*Z₁=12,5*4=50, где

U - передаточное число червячной передачи

Межосевое расстояние передачи:

, где

K_H - коэффициент динамической нагрузки (K_H=1,1)

q - коэффициент диаметра червяка (q=16)

Полученное межосевое расстояние округляем в большую сторону до целого числа а_w = =200 мм

Определяем модуль зацепления:

m =2* a_w / z₂+q =2*200 /50+16 = 6,06 мм

Значение модуля округляем до стандартного ряда т = 6

Определяем основные геометрические параметры передачи:

Основные размеры червяка

начальный диаметр d_w1 = m*q =16*6 =96 мм

Диаметр вершин витков d_a1 = d_w1 + 2m = 96 + 12 = 108 мм

Диаметр впадин витков d_f1 = d_w1 - 2,4m = 96 - 2,4 * 6 =81 мм

Делительный угол подъема линии витков y = arctg(z₁ / q) = arctg4 / 16 = 14,036°

Длина нарезной части червяка в₁ = (12,5 +0,09*Z₁)*m=(12,5+0,09*50)*6=102 мм

Основные размеры венца червячного колеса

начальный диаметр d_w2 = m*Z₂ = 6 * 50 = 300 мм

диаметр вершин витков d_a1 = d_w2 + 2m = 300 + 12 = 312 мм

диаметр впадин зубьев d_f2 = d₂ - 2,4*m= 300 - 2,4 *6 = 285,6 мм

наибольший диаметр колеса d_am2<d_a2 + m = 300 + 6 = 306 мм

ширина венца b₂ = 0,67* d_a1 = 0,67 *108 = 72,36 мм

Проверочный расчет:

1. Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям:

- контактное напряжение

- коэффициент нагрузки

, где

- коэффициент динамичности нагрузки от неточности изготовления и монтажа

(=1)

=1,05*1=1,05

- условие выполняется

2. Выполняем проверочный на выносливость по напряжениям изгиба:

, где

F_t - окружная сила

- коэффициент формы зуба (из таблицы 1.9, стр. 16 [3])

=1,31

- условие выполняется

3. Расчет валов редуктора

Вал 3

1. Определяем реакции опор, для этого составляем уравнения моментов относительно опор A и B, в двух плоскостях: Плоскость H и Плоскость V

Плоскость H

Fr*116+R2h*174-Fц*242+Mf=0; R2h=4600,2 H

R1h-R2h-Fr+Fц=0; R1h=1684,2 H

Проверка:

R1h*173-Fr1*58-Fц*68+Mf=0

0=0; Верно

Плоскость V

Ft*116-R2v*174=0; R2v =2749,3 H

Ft =R1v+R2v; R1v=1133,3 H

Проверка:

R1v*174=Ft*58; 0=0; Верно

2. Определяем полные поперечные реакции R₁ и R₂ в опорах A и B

:

Н

Н

3. Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов: в плоскости H - M_ИH; в плоскости V - M_ИV

4. Определяем суммарные изгибающие моменты M_ИЗ в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов M_И

Н*м

Н*м

Н*м

5. Строим эпюру крутящих моментов T передаваемых валом

6. Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты M_экв в характерных точках вала , построением эпюры

Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

7. Определяем расчетные диаметры вала в характерных сечениях с построением эпюры

здесь , где

(табл. 16.2.1 [1]),=5

=610/5=122МПа

Вал 3

1. Определяем реакции опор, для этого составляем уравнения моментов относительно опор A и B, в двух плоскостях: Плоскость H и Плоскость V

Плоскость H

R_2H*0,323 - F_t1*0,173 - F_t2*0,042 =0;

Н;

F_t2*0,365+ R_1H*0,323 - F_t1*0,15=0;

Н;

Проверка:

R_1H - F_t1 + R_2H +F_t2=0;

-604 - 3570 + 2172,4+2002=0;

Плоскость V

M_a2=F_a2* =510,7

R_2V*0,323 - F_r1*0,173 - 510,7+F_r2з*0,042=0;

Н;

- F_r2з *0,365+R_1V*0,323 - F_r1*0,15+510,7=0;

Н;

Проверка:

- F_r2з +R_1V - F_r1 + R_2V =0;

-728,67 + 1039,5 - 3870 + 3559,2=0;

2. Определяем полные поперечные реакции R₁ и R₂ в опорах A и B

:

Н

Н

3. Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов: в плоскости H - M_ИH; в плоскости V - M_ИV

4. Определяем суммарные изгибающие моменты M_ИЗ в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов M_И

Н*м

Н*м

Н*м

5. Строим эпюру крутящих моментов T передаваемых валом

6. Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты M_экв в характерных точках вала , построением эпюры

Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

7. Определяем расчетные диаметры вала в характерных сечениях с построением эпюры

здесь , где

(табл. 16.2.1 [1]),=5

=600/5=120МПа

Вал 4

т.к. на выходе 4-го вала установлена муфта, то его расчет проводим в следующей последовательности: а) Определяем реакции опор, строим эпюры моментов на плоскости H и V, определяем суммарные изгибающие моменты M_ИЗ в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов M_И1 без учета сил, действующих на вал от муфты

б) Определяем реакции опор от сил, действующих на вал от муфты, строим эпюры моментов на плоскость H, определяем суммарные изгибающие моменты M_ИЗ в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов M_И2

в) Вычисляем M_экв и d_расч предварительно суммировав M_И1 и M_И2

а.1. Определяем реакции опор, для этого составляем уравнения моментов относительно опор A и B, в двух плоскостях: Плоскость H и Плоскость V

Плоскость H

R_2H*0,18- F_t2*0,09 =0;

Н;

-F_t2*0,09+ R_1H*0,18=0;

Н;

Проверка:

R_1H + R_2H - F_t2=0;

5320 -5320 - 10640=0;

Плоскость V

M_a2=F_a2* 0,15=535,5

-R_2V*0,18 + F_r2*0,09 - 535,5=0;

Н;

- R_1V*0,18 + F_r2*0,09+535,5=0;

Н;

Проверка:

R_1V - F_r2 + R_2V =0;

-1040 +4910 - 3870=0;

а.2. Определяем полные поперечные реакции R₁ и R₂ в опорах A и B

:

Н

Н

а.3. Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов: в плоскости H - M_ИH; в плоскости V - M_ИV

а.4. Определяем суммарные изгибающие моменты M_ИЗ в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов M_И

Н*м

Н*м

б.1. Определяем реакции опор, для этого составляем уравнения моментов относительно опор A и B, в двух плоскостях: Плоскость H и Плоскость V

F_m =0,1* F_tm

F_tm=2T/d_э - окружная сила, передаваемая элементами, которые соединяют полумуфты, где

d_э - диаметр расположения в муфте элементов, передающих крутящий момент T

F_tm=2T/d_э = 2*1596,239/0,095=33605 Н

F_m =0,1* F_tm =0,1*33605=3360,5 Н

Плоскость H

F_tm *0,14 - *0,18 =0;

Н;

- F_tm*0,32+ *0,18=0;

Н;

Проверка:

-F_tm + R_1H - R_2H =0;

-3360,5+5974 -2613,7=0;

а.3. Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов M_И^/

5. Определяем полные поперечные реакции R₁ и R₂ в опорах A и B

:

Н

Н

6. Определяем суммарные изгибающие моменты M_ИЗ в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов

Н*м

Н*м

Н*м

7. Строим эпюру крутящих моментов T передаваемых валом

8. Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты M_экв в характерных точках вала , построением эпюры

Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

9. Определяем расчетные диаметры вала в характерных сечениях с построением эпюры

здесь , где

(табл. 16.2.1 [1]),=5

=200/5=40МПа

4. Подбор подшипников

N подшипника	Условное обозначение подшипников	d	D	В	R	a	С
		мм	кН
1	206	30	62	16	2,0	2	19,5
2	208	40	80	18	2,0	2	32
3	209	45	85	19	2,0	8	90

Подшипник 1

Т.к. передача на вале косозубая, то для выбранного, из таблицы 7.10 [1], шарикового радиального однорядного подшипника с внутренним диаметром d=30мм X=0,56, Y=1,99 (X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки)

2. Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку по формуле:

P_r=[X*V*F_rб+Y*F_a]*K_Д*K_Т, где

K_Д - коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки (табл. 7.5.3 [1])

K_Т - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (табл. 7.5.4 [1])

V - коэффициент вращения (V=1)

F_rб - наибольшая полная поперечная реакция

P_r=[X*V*F_rб+Y*F_a]*K_Д*K_Т=[0,56*1*1261,5+1,99*280]*1*1=1263,64 Н

3. Определяем и сравниваем долговечность подшипника с долговечностью редуктора

, где

n - частота вращения кольца

m - показатель степени (для шариковых m=3 )

C - динамическая грузоподъемность (табл. 7.10 [1] )

Подшипник 2

1. Т.к. передача на вале косоозубая, то для выбранного, из таблицы 7.10 [1], шарикового радиального однорядного подшипника с внутренним диаметром d=40мм X=1, Y=0 (X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки)

2. Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку по формуле:

P_r=[X*V*F_rб+Y*F_a]*K_Д*K_Т, где

K_Д - коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки (табл. 7.5.3 [1])

K_Т - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (табл. 7.5.4 [1])

V - коэффициент вращения (V=1)

F_rб - наибольшая полная поперечная реакция

P_r=[X*V*F_rб+Y*F_a]*K_Д*K_Т=[1*1*2764,46]*1*1=2764,46 Н

3. Определяем и сравниваем долговечность подшипника с долговечностью редуктора

, где

n - частота вращения кольца

m - показатель степени (для шариковых m=3 )

C - динамическая грузоподъемность (табл. 7.10 [1] )

Подшипник 3

1. Т.к. передача на вале косоозубая, то для выбранного, из таблицы 7.10 [1], шарикового радиального однорядного подшипника с внутренним диаметром d=45мм X=1, Y=0 (X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки) 2. Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку по формуле:

P_r=[X*V*F_rб+Y*F_a]*K_Д*K_Т, где

K_Д - коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки (табл. 7.5.3 [1])

K_Т - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (табл. 7.5.4 [1])

V - коэффициент вращения (V=1)

F_rб - наибольшая полная поперечная реакция

P_r=[X*V*F_rб+Y*F_a]*K_Д*K_Т=[1*1*5128,33]*1*1=5128,33 Н

3. Определяем и сравниваем долговечность подшипника с долговечностью редуктора

, где

n - частота вращения кольца

m - показатель степени (для шариковых m=3 )

C - динамическая грузоподъемность (табл. 7.10 [1] )

Подшипник 3

1. Для выбранного, из таблицы 7.10 [1], роликового конического однорядного подшипника с внутренним диаметром d=40мм определяем: соотношение F_a/C₀, по величине которого из табл. 7.5.2 [1] выбирают значение параметра e; соотношение

F_a/(V*F_rб).

Если F_a/(V*F_rб) e, то X=1, Y=0 (X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки)

Если F_a/(V*F_rб) >e, то X, Y из табл.7.5.2 [1]

F_a/C₀=10640/67500=0,158 принимаем, тогда e=0,5

F_a/(V*F_rб)=10640/1*4055,6=2,62>e, тогда X=0,44, Y=1,12

2. Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку по формуле:

P_r=[X*V*F_rб+Y*F_a]*K_Д*K_Т, где

K_Д - коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки (табл. 7.5.3 [1])

K_Т - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (табл. 7.5.4 [1])

V - коэффициент вращения (V=1)

F_rб - наибольшая полная поперечная реакция (т.к. подшипник сдоенный то принимаем F_rб=R_max*0,7)