Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
СОДЕРЖАНИЕ 1. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА 2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
2.1 Выбор мощности двигателя 2.2 Выбор передаточных отношений привода
2.3 Определение чисел оборотов валов 2.4 Определение вращающих моментов
2.5 Срок службы приводного устройства 3.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни 3.3 Проектный расчет закрытой передачи
3.4 Проверочный расчет закрытой передачи 4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА
4.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни 4.2 Проектный расчет открытой передачи
4.3 Проверочный расчет открытой передачи 5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
5.1 Выбор материала валов 5.3 Вал колеса 6. ПОДБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ 7.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи 7.2 Консольные сила цилиндрической передачи
8. РАСЧЕТ ВАЛОВ 8.1 Расчетная схема быстроходного вала
8.2 Расчетная схема тихоходного вала 9.1 Схема нагружения подшипников 9.2 Расчет по динамической грузоподъемности
10. РАСЧЕТ ШПОНОК 12. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Мощность на выходе привода: Pвыхода
=F∙v=3.4∙0.60=2.04 кВт КПД привода: =оп
∙зп
∙ муфты
∙3
подшип.
=0.94∙0.96∙0.98∙0.993
=0.85 оп
=0.94 зп
=0.96 муфты
=0.98 подшип.
=0.99 Требуемая мощность двигателя: Pдвиг. треб
=Pвыхода
/=2.04/0.85=2.4 кВт Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pном
=3 кВт применив для расчета четыре варианта типа двигателя: 1 2 3 4 4АМ90L2Y3 4АМ100S4Y3 4АМ112MA6Y3 4АМ112MB8Y3 3 3 3 3 3000 1500 1000 750 2840 1435 955 700 Частота вращения конвейра (выхода) nвыхода
=v∙60∙1000/(z∙p)=0.6∙60∙1000/(9∙80)=48.75 об/мин Находим передаточное число привода u для каждого варианта: u=nном
/nвыхода
=nном
/48.75 Производим разбивку передаточного числа привода u, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным uзп
=4. uрем.пер
=u/uчерв.пер.
Привода u Открытой передачи uоп
Закрытой передачи uзп
58.25 14.56 4 29.43 7.35 4 19.59 4.9 4 14.35 3.58 4 Анализ таблицы: а) первый вариант (u=58.37; nном
=2840 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством конического редуктора и цепной передачи из-за большого передаточного числа u всего привода б) четвертый вариант (u=14.35; nном
=700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения. в) в третьем варианте (u=29.43; nном
=1435 об/мин) получилось передаточное число открытой передачи больше допускаемого. г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй: u=19.59; nном
=955 об/мин. Здесь передаточное число открытой передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение. Ввал двигателя nноминал
=955 об/мин быстроходный вал редуктора nбв
=nноминал
=955 об/мин тихоходный вал редуктора nтв
=nбв
/uзп
=955/4=238.75 об/мин вал привода nпривода
=nвыхода
=nтв
/uоп
=238.75/4.9=48.72 об/мин
2.4 Определение вращающих моментов
Tдвиг
=PДВ
∙103
/ωном
=3∙103
/100=30 Н∙м Tбв
=Тдвиг
∙hм
∙hпк
=30∙0.98∙0.99=29.1 Н∙м Tтв
=Тбв
∙uзп
∙hзп
∙hпк
=29.1∙4∙0.96∙0.99=110.6 Н∙м Твых
= Ттв
∙uоп
∙hоп
∙hпк
=110.6∙4.9∙0.94∙0.99=504.32 Н∙м Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112MA6Y3 (Рном
=3кВт, nном
=955 об/мин); передаточные числа: привода u=19.59, редуктора uзп
=4, открытой передачи uоп
=4.9. Lh
=365∙Lr
∙tc
∙Lc
=365∙5∙8∙1=14600 ч Lr
– срок службы привода, лет –5 лет tc
– продолжительность смены – 8 часов Lc
– число смен – 1 смена закрытая (редуктор) Приводной рабочей машины Переда- точное число u 4 4.9 Расчетная мощность Р, кВт Угловая скорость ω, 1/с КПД η 0.96 0.94 Вращающий момент Т, Н∙м Выбираем материал: а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σВ
=890 Н/мм2
; σТ
=650 Н/мм2
σ-1
=380 Н/мм2
; термообработка улучшение; HBср
=285,5 б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σВ
=790 Н/мм2
; σТ
=640 Н/мм2
σ-1
=375 Н/мм2
термообработка нормализация; HBср
=248,5 Допускаемые контактные напряжения а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни где N1
=573ωLh
=573∙100∙14600=8.36∙109
NH
01
из таблицы 3.3 [1] NH
01
=19∙106
Т.к. NH
01
меньше N1
то принимаем KHL
1
=1 б) коэффициент долговечности для зубьев колеса где N2
=573ωLh
=573∙25∙14600=2.09∙108
NH
02
из таблицы 3.3 [1] NH
02
=16.5∙106
Т.к. NH
02
меньше N2
то принимаем KHL
2
=1 допускаемое напряжение а) шестерня [σ]H
01
=1.8HBср
+67=1.8∙285.5+67=580.9 б) колесо [σ]H
02
=1.8HBср
+67=1.8∙248.5+67=514.4 допускаемое контактное напряжение а) шестерня [σ]H
1
=KHL
1
[[σ]H
01
=580.9 б) колесо [σ]H
2
=KHL
2
[[σ]H
02
=514.4 выбираем [σ]H
=[σ]H
2
=514.4 Н/мм2
Допускаемые напряжения изгиба а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни где N1
=573ωLh
=573∙100∙14600=8.36∙109
NF
0
=4∙106
Т.к. NF
0
меньше N1
то принимаем KFL
1
=1 б) коэффициент долговечности для зубьев колеса где N2
=573ωLh
=573∙25∙14600=2.09∙108
NF
0
=4∙106
Т.к. NF
0
меньше N2
то принимаем KFL
2
=1 допускаемое напряжение а) шестерня [σ]F
01
=1.03HBср
=1.03∙285.5=294.065 б) колесо [σ]F
02
=1.03HBср
=1.03∙248.5=255.955 допускаемое контактное напряжение а) шестерня [σ]F
1
=KFL
1
[[σ]F
01
=294.065 б) колесо [σ]F
2
=KFL
2
[[σ]F
02
=255.955 выбираем [σ]F
=[σ]F
2
=255.955 Н/мм2
Элемент передачи Марка материала Dпред
мм Шестерня Колесо Ст 45 Ст 40Х 80 200 Улучшение Улучшение 269..302 235..262 890 790 650 640 380 375 - 514,4 - 255.955 Внешний делительный диаметр Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] de
2
=160. Углы делительных конусов шестерни d1
и колеса d2
. Внешнее конусное расстояние Ширина зубчатого венца шестерни и колеса b=ψR
Re
=0.285∙82.46=23.5 мм Округляем до стандартного b=25 мм Внешний окружной модуль Число зубьев колеса z2
и шестерни z1
Фактическое передаточное число Действительные углы делительных конусов шестерни d1
и колеса d2
. Коэффициент смещения инструмента xn
1
=0.38 Основные геометрические размеры передачи Основные размеры шестерни: делительный диаметр de
1
=z1
mte
=26∙1.51=39.26 мм диаметр вершин зубьев: dae
1
=de
1
+1.64(1+xn
)mte
cos1
=39.26+1.64∙(1+0.38)∙1.51∙0.97=42.57 мм диаметр впадин зубьев: dfe
1
=de
1
-1.64(1.2-xn
)mte
cos1
=39.26-1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.97=37.3 мм Основные размеры венца колеса делительный диаметр de
2
=z2
mte
=106∙1.51=160.06 мм диаметр вершин зубьев: dae
2
=de
2
+1.64(1-xn
)mte
cos2
=160.05+1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.23=160.51 мм диаметр впадин зубьев: dfe
2
=de
2
-1.64(1.2+xn
)mte
cos2
=160.05-1.64∙(1.2+0.38)∙1.51∙0.23=159.15 мм Средний делительный диаметр d1
»0.857de
1
=0.857∙39.26=33.64 мм d2
»0.857de
2
=0.857∙160.06=137.17 мм Внешний делительный диаметр: Шестерни de
1
Колеса de
2
39.26 160.05 Внешний диаметр окружности вершин Шестерни dae
1
Колеса dae
2
42.57 160.51 Число зубьев: Шестерни z1
Колеса z2
26 106 Внешний диаметр окружности впадин шестерни dfe
1
колеса dfe2
37.3 159.15 Угол делительного конуса, град шестерни 1
колеса 2
13.79 76.21 Средний делительный диаметр Шестерни d1
Колеса dq
33,64 137.17 Контактные напряжения Ft
=2∙Tтв
∙103
/d2
=2∙110.6∙103
/137.17=1612.6 Н KHα
=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями KHv
=1.02 – коэффициент динамической нагрузки Напряжение изгиба зубьев колесаF
а) колесо YF
2
=3.62 - коэффициент формы зуба колеса Yβ
=1– коэффициент учитывающий наклон зуба KFα
=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями KFβ
=1.1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба KFv
=1.05 – коэффициент динамической нагрузки б) шестерня YF
1
=3.47 - коэффициент формы зуба колеса Выбираем материал а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σВ
=890 Н/мм2
; σТ
=650 Н/мм2
σ-1
=380 Н/мм2
; термообработка улучшение; HBср
=285,5 б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σВ
=790 Н/мм2
; σТ
=640 Н/мм2
σ-1
=375 Н/мм2
термообработка нормализация; HBср
=248,5 Допускаемые контактные напряжения а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни где N1
=573ωLh
=573∙25∙14600=2.09∙108
NH
01
из таблицы 3.3 [1] NH
01
=19∙106
Т.к. NH
01
меньше N1
то принимаем KHL
1
=1 б) коэффициент долговечности для зубьев колеса где N2
=573ωLh
=573∙5.1∙14600=4.2∙107
NH
02
из таблицы 3.3 [1] NH
02
=16.5∙106
Т.к. NH
02
меньше N2
то принимаем KHL
2
=1 допускаемое напряжение а) шестерня [σ]H
01
=1.8HBср
+67=1.8∙285.5+67=580.9 б) колесо [σ]H
02
=1.8HBср
+67=1.8∙248.5+67=514.4 допускаемое контактное напряжение а) шестерня [σ]H
1
=KHL
1
[[σ]H
01
=580.9 б) колесо [σ]H
2
=KHL
2
[[σ]H
02
=514.4 выбираем [σ]H
=[σ]H
2
=514.4 Н/мм2
Допускаемые напряжения изгиба а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни где N1
=573ωLh
=573∙25∙14600=2.09∙108
NF
0
=4∙106
Т.к. NF
0
меньше N1
то принимаем KFL
1
=1 б) коэффициент долговечности для зубьев колеса где N2
=573ωLh
=573∙5.1∙14600=4.2∙107
NF
0
=4∙106
Т.к. NF
0
меньше N2
то принимаем KFL
2
=1 допускаемое напряжение а) шестерня [σ]F
01
=1.03HBср
=1.03∙285.5=294.065 б) колесо [σ]F
02
=1.03HBср
=1.03∙248.5=255.955 допускаемое контактное напряжение а) шестерня [σ]F
1
=KFL
1
[[σ]F
01
=294.065 б) колесо [σ]F
2
=KFL
2
[[σ]F
02
=255.955 выбираем [σ]F
=[σ]F
2
=255.955 Н/мм2
Элемент передачи Марка материала Dпред
мм Шестерня Колесо Ст 45 Ст 40Х 80 200 Улучшение Улучшение 269..302 235..262 890 790 650 640 380 375 - 514,4 294,065 255,955 Межосевое расстояние Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] aw
=205. Делительный диаметр колеса Ширина венца колеса b2
=ψa
aw
=0.3∙205=61.5 мм Модуль зацепления принимаем m=2 мм Суммарное число зубьев шестерни и колеса Число зубьев шестерни Число зубьев колеса Фактическое передаточное число Фактическое межосевое расстояние Основные геометрические размеры передачи Основные размеры шестерни: делительный диаметр диаметр вершин зубьев da
1
=d1
+2m=70+2∙2=74 мм диаметр впадин зубьев df
1
=d1
-2.4m=70-2.4∙2=65.2 мм ширина венца b1
=b2
+4=63+4=67 мм по таблице 13.15 [1] выбираем b1
=60 мм Основные размеры колеса делительный диаметр диаметр вершин зубьев da
2
=d2
+2m=340+2∙2=344 мм диаметр впадин зубьев df
2
=d2
-2.4m=340-2.4∙1,5=335.2 мм ширина венца b2
=ψa
aw
=0.3∙205=61.5 мм по таблице 13.15 [1] выбираем b2
=63 мм Межосевое расстояние aw
=(d1
+d2
)/2=(70+340)/2=205 мм Контактные напряжения зубьев K=436 – вспомогательный коэффициент Ft
3
=2∙Tвых
∙103
/d2
=2∙504.32∙103
/340=2966.6 Н KHα
=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями KHv
=1.03 – коэффициент динамической нагрузки Напряжение изгиба зубьев колеса F
а) колесо YF
2
=3.63 - коэффициент формы зуба колеса Yβ
=1 – коэффициент учитывающий наклон зуба KFα
=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями KFβ
=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба KFv
=1.20 – коэффициент динамической нагрузки б) шестерня YF
1
=3.75 - коэффициент формы зуба колеса Диаметр делительной окружности шестерни колеса 70 340 Ширина зубчатого венца Шестерни b1
Колеса b2
67 63 Число зубьев Шестерни z1
Колеса z2
35 170 Диаметр окружности вершин Шестерни da
1
Колеса da
2
74 344 Диаметр окружности впадин Шестерни df
1
Колеса df
2
65,2 335,2 Напряжения изгиба, Н/мм2
двигатель муфта подшипник привод
Для валов выбираем материал: Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 269..302 HB, допускаемые напряжения σВ
=890 Н/мм2
; σT
=650 Н/мм2
σ-1
=380 Н/мм2
для шестерни []к
=10 Н/мм2
для вала колеса []к
=20 Н/мм2
1-я ступень под полумуфту стандартный размер d1
=20 мм l1
=1.8∙d1
=1.8∙20=36 мм стандартный размер l1
=36 мм фаска с=1 мм радиус галтели rг
=2 мм 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием. d2
=d1
+2t=20+2∙2=24 мм при t=2 стандартный размер d2
=24 мм l2
=0,6d2
=0.6∙24=14.4 мм стандартный размер l2
=15 мм 3-я ступень под подшипник d3
=d2
+2t=24+2∙2.5=30 мм l3
определяется графически 4-я ступень под шестерню d4
=d3
+3.2r=30+3.2∙2=36,4 мм при r=2 стандартный d4
=37 мм l3
определяется графически 5-я ступень под резьбу по таблице 10.11 [1] выбираем d5
=27 мм M27x1.5 l5
= определяется графически 1-я ступень под элемент открытой передачи стандартный размер d1
=30 мм l1
=1.3∙d1
=1.3∙30=39 мм стандартный размер l1
=40 мм 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник d2
=d1
+2t=30+2∙2.5=35 мм при t=2.5 стандартный размер d2
=35 мм l2
=1.25d2
=1.25∙35=43.75 мм стандартный размер l2
=45 мм 3-я ступень под колесо d3
=d2
+3.2r=35+3.2∙2.5=43 мм при r=2.5 стандартный d3
=45 мм l3
= определяется графически 4-я ступень под подшипник d4
=d2
=35 мм l4
=T+c=24.5+2=26.5 мм где T-ширина роликовых-конических однорядных подшипников Т=24.5 мм стандартный размер l4
=26 мм 5-я ступень d5
=d3
+3f=45+3∙1.6=49.8 мм стандартный размер d2
=50 мм l5
= определяется графически Для быстроходного вала шестерни выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7306 схема расположения врастяжку. (d=30; D=72; T=21; Cr
=40 кН; C0
r
=29.9 кН) Для тихоходного вала колеса выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7507 схема расположения враспор. (d=35; D=72; Т=24.5; Cr
=53 кН; C0
r
=40 кН) Предварительные размеры валов Вал материал: Сталь 45, σВ
=890 Н/мм2
; σТ
=650 Н/мм2
σ-1
=380 Н/мм2
Tр
=T∙K=30∙2=60 Н∙м К=2 – коэффициент режима нагрузки Выбираем упругую муфту со звездочкой. (ГОСТ 21425-93). Диаметр отверстия 24 мм. T=63 Н∙м Радиальная сила, с которой муфта действует на вал: где с∆
r
=800 Н/мм из таблицы 10.28 [1] (d=24 мм). Угол зацепления =20º. а) Окружная сила на колесе б) Окружная сила на шестерне Ft
1
=Ft
2
=1612.6H в) Радиальная сила на шестерне r
=0.44cos1
-0.7sin1
=0.44cos13.79-0.7sin13.79=0.26 г) Осевая сила на колесе д) Осевая сила на шестерне a
=0.44sin1
+0.7cos1
=0.44sin13.79+0.7cos13.79=0.78 е) Радиальная сила на колесе а) Окружная сила на колесе б) Окружная сила на шестерне Ft
3
=Ft
4
=2966.6 Н в) Радиальная сила на колесе г) Радиальная сила на шестерне Fr
3
=Fr
4
=1067.976 Н Определение реакций в подшипниках Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал) 1. Вертикальная плоскость а) определяем опорные реакции б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X MA
=0; MB
=0; MC
=RBY
∙lБ
; MD
=RBY
∙(lБ
+l1
)+RCY
∙l1
; MD
=Fa
1
∙d1
/2 2. Вертикальная плоскость а) определяем опорные реакции б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y MA
=0; MB
=-FM
∙lM
; MC
=-FM
∙(lM
+lБ
)+RBX
∙lБ
; MC
=Ft
1
∙lБ
; MD
=0 3. Строим эпюру крутящих моментов 4. Суммарные радиальные реакции 5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях Проверка прочности валов Сечение В материал вала: Сталь 45 (σ-1
=380 Н/мм2
τ-1
=220.4 Н/мм2
) d=30 мм; а) нормальные напряжения б) касательные напряжения в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений Kσ
и Kτ
– эффективные коэффициенты концентрации напряжений Kd
– коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем KF
– коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF
=1.40 г) предел выносливости в расчетном сечении вала д) коэффициент запаса прочности е) общий коэффициент запаса прочности Сечение С материал вала: Сталь 45 (σ-1
=390 Н/мм2
τ-1
=220.4 Н/мм2
) d=30 мм; а) нормальные напряжения б) касательные напряжения в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений Kσ
и Kτ
– эффективные коэффициенты концентрации напряжений Kd
– коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем KF
– коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF
=1.40 г) предел выносливости в расчетном сечении вала д) коэффициент запаса прочности е) общий коэффициент запаса прочности Сечение D материал вала: Сталь 45 (σ-1
=390 Н/мм2
τ-1
=220.4 Н/мм2
) d=33.64 мм; а) нормальные напряжения б) касательные напряжения в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений Kσ
и Kτ
– эффективные коэффициенты концентрации напряжений Kd
– коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения по таблице 11.2 [1] выбираем Kσ
=1.7 Kτ
=1.55 по таблице 11.3 [1] выбираем Kd
=0.87 для (Kσ
)D
; Kd
=0.76 для (Kτ
)D
KF
– коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF
=1.40 г) предел выносливости в расчетном сечении вала д) коэффициент запаса прочности е) общий коэффициент запаса прочности Определение реакций в подшипниках Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал) 1. Вертикальная плоскость а) определяем опорные реакции б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X MA
=0; MB
=RAY
∙l2
; MD
=0; MC
=-Fr
3
∙lОП
; MB
=Fr
3
∙(lОП
+lT
)-RCY
∙lT
; 2. Вертикальная плоскость а) определяем опорные реакции б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y MA
=0; MB
=RAX
∙l2
; MD
=0; MC
=-Ft
3
∙lОП
; MB
=-Ft
3
∙(lОП
+lT
)+RCx
∙lT
; 3. Строим эпюру крутящих моментов 4. Суммарные радиальные реакции 5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях Проверка прочности валов Сечение В материал вала: Сталь 45 (σ-1
=390 Н/мм2
τ-1
=220.4 Н/мм2
) d=45 мм; а) нормальные напряжения б) касательные напряжения в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений Kσ
и Kτ
– эффективные коэффициенты концентрации напряжений Kd
– коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения по таблице 11.2 [1] по таблице 11.2 [1] выбираем Kσ
=2 Kτ
=1.9 по таблице 11.3 [1] выбираем Kd
=0.84 для (Kσ
)D
; Kd
=0.72 для (Kτ
)D
KF
– коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF
=1.40 г) предел выносливости в расчетном сечении вала д) коэффициент запаса прочности е) общий коэффициент запаса прочности Сечение C материал вала: Сталь (σ-1
=390 Н/мм2
τ-1
=220.4 Н/мм2
) d=35 мм; а) нормальные напряжения б) касательные напряжения в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений Kσ
и Kτ
– эффективные коэффициенты концентрации напряжений Kd
– коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем KF
– коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF
=1.40 г) предел выносливости в расчетном сечении вала д) коэффициент запаса прочности е) общий коэффициент запаса прочности Быстроходный вал (подшипник 7306 d=30 D=72 Cr
=40000Н e=0.34 Y=1.780) Нагружение подшипников Fa
1
-Ra
В
+Ra
А
=0 RaA
=RsA
=RA
∙e∙0.83=708.34∙0.34∙0.83=200 Н RaB
=Fa
1
+RaA
=1257.8+200=1457.8 RsB
=RB
∙e∙0.83=2155.6∙0.34∙0.83=608.3 Н Тихоходный вал (подшипник 7507 d=35 D=72 Cr
=53000Н e=0.346 Y=1.733) RaA
Нагружение подшипников Fa
2
-RaC
+Ra
А
=0 RaC
=RsC
=RC
∙e∙0.83=4883.23∙0.346∙0.83=1402.36 Н Ra
А
=-Fa
2
+RaC
=-419.4+1402.36=982.96 H RsA
=RA
∙e∙0.83=3647.7∙0.346∙0.83=1047.54 Н Быстроходный вал (подшипник 7306 d=30 D=72 Cr
=40000Н Y=1.780) а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.34 б) Осевые составляющие RsA
=200 RsB
=608.3 в) Осевые нагрузки подшипников RaA
=200 RaB
=1457.8 г) Отношения RaA
/VRA
=200/708.34=0.282<e RaB
/VRB
=1457.8/2155.6=0.676>e Для BREB
=(XVRB
+YRaB
)Kб
KТ
=(0.4∙1∙2155.6+1.78∙1457.8) ∙1.2∙1=4148.54 Для AREA
=VRA
Kб
KТ
=1∙708.34∙1.2∙1=850 Кб
=1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки) Более нагруженный подшипник B Подшипник подходит Тихоходный вал (подшипник 7507 d=35 D=72 Cr
=53000Н Y=1.733) а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.346 б) Осевые составляющие RsA
=1047.54 RsC
=1402.36 в) Осевые нагрузки подшипников RaA
=982.96 RaC
=1402.36 г) Отношения RaA
/VRA
=982.96/3647.7=0.269<e RaC
/VRC
=1402.36/4883.23=0.287<e Для AREA
=VRA
Kб
KТ
=1∙3647.7∙1.2∙1=4377.24 Для CREC
=VRC
Kб
KТ
=1∙4883.23∙1.2∙1=5859.87 Кб
=1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки) Более нагруженный подшипник C Подшипник подходит 10.1 Соединение колеса и вала Шпонка 14x9x36 (ГОСТ 23360-78) d=45 мм Ft
=1612.6Н lр
=l-b=36-14=22 мм 10.2 Соединение шестерни открытой передачи и вала Шпонка 8x7x50 (ГОСТ 23360-78) d=30 мм Ft
=2966.4 Н lр
=l-b=50-8=42 мм 10.3 Соединение полумуфты и вала Шпонка 6x6x25 (ГОСТ 23360-78) d=20 мм Ft
=160 Н lр
=l-b=25-6=19 мм Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием. В редукторе будем использовать масло И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87 для sН
>600Мпа и окружной скорости до 2 м/с табл. 10.29 [1]. Для контроля уровня масла применим трубчатый маслоуказатель, так как он удобен для обзора. Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой М16´1,5. Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закроем крышкой. 1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград, 1999 2. Иванов М.Н. Детали машин. М.,1998
|