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. Условия эксплуатации.

Привод работает в спокойном режиме, без колебаний, режим работы – нереверсивный.

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.

2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА.

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. =_зп*_оп *_пк³*_м – общий коэффициент полезного действия (КПД).

По табл. 2.2:

_зп=0,92 – КПД закрытой червячной передачи,

_оп=0,97 – КПД клиноременной передачи,

_пк=0,995 – КПД одной пары подшипников качения,

_м=0,98 – КПД муфты.

=0,92*0,97*0,995²*0,98=0,88.

3. Р_дв= Р_рм/ - 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. 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/(*D) – частота вращения приводного вала рабочей машины.

Где – D диаметр барабана,

n_рм=60000*0,17/(*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

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*_р.м.*_п.к. = 1,0*0,97*0,995 = 0,24 кВт – мощность на на быстроходном валу,

Р₂= Р₁*_з.п.*_п.к. = 0,24*0,92*0,995 = 0,22 кВт – мощность на на тихоходном валу,

Р_б.= Р₂*_м.*_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,

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

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

₂=₁/ U_з.п. = 33,9/20,0 = 1,7 с^-1 – угловая скорость тихоходного вала,

_б.=₂ = 1,7 с^-1 – угловая скорость барабана электрической лебедки,

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

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

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

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

Результаты расчётов сводим в таблицу:

Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя: 4ААМ63В6У3; n_ном=890 об/мин; P_ном=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)

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_HO1=25*10⁶ – число циклов перемены напряжений для червяка, соответствующее пределу выносливости (табл. 3.3),

N₁=573*₁*L_h= 573*33,9*30000 = 585*10⁶ - число циклов перемены напряжений за весь срок службы червяка,

Так как N₁ больше N_HO1 соответственно, то K_HL1=1.

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

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

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев червяка:

[]_Н1= K_HL1*[]_Н01=1*580=580 Н/мм²,

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

- коэффициент долговечности.

N_FO1=4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующие пределу выносливости.

Так как N₁ больше N_FO1 соответственно, то K_FL1=1.

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

[]_F01=1,3* НВ_1ср=1,03*285=294 Н/мм² – червяка,

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

[]_F1= K_FL1*[]_F01=1*294=294 Н/мм²,

Составляем табличный ответ:

Элемент передачи

Марка стали

D_пред

Термообработка

НВ_1ср

[]_Н

[]_F

S_пред

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 v_S определяется по формуле:

м/с.

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

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

[]_F=0,12*_в* K_FL,

- коэффициент долговечности при расчете на изгиб,

N₂=573*₂*L_h= 573*1,7*30000 = 29*10⁶ - число циклов перемены напряжений за весь срок службы колеса,

N_FO2=4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех материалов, соответствующие пределу выносливости,

Так как N₂ больше N_FO2 соответственно, то K_FL=1,

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

Составляем табличный ответ:

Элемент передачи

Марка материала

D_пред

Способ отливки

[]_Н

[]_F

S_пред

Н/мм²

Колесо

червячное

СЧ18

400

Литье в землю

149

43

4. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА. (2, стр.74)

1. Расчёт червячной передачи.

1. Межосевое расстояние: .

Т₂ = 129 Н*м– вращающий момент на тихоходном валу редуктора,

[]_Н = 149 Н/мм²– допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса,

мм,

Округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

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 U от заданного U: U_ф=z₂/z₁=40/2,0=20,0

U= U_ф- U_зп/ U_зп*100%4 % - отклонение от заданного передаточного числа.

U= 20,0-20,0/ 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_w1=m*(q+2*x)=5*(10+2*0)=50,0 мм,

диаметр вершин витков d_a1= d₁+2*m=50,0+2*5=60,0 мм,

диаметр впадин витков d_f1= d₁-2,4*m=50,0-2,4*5=38,0 мм,

делительный угол подъема линии витков =arctg(z₁/q)=arctg(2/10)=11,309

длина нарезаемой части червяка b₁=(10+5,5*х+z₁)*m+c

c=-(70+60*x)*m/z₂=-(70+60*0)*5/40=-8,75

b₁=(10+5,5*0+2)*5-8,75= 51,25мм

Значение b₁ округляем до ближайшего по табл. 13.15: b₁=63 мм.

б) Основные размеры червячного колеса:

делительный диаметр d₂= d_w2=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_f2= 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 =b₂/( d_a1-0,5*m)=39,3/(60,0-0,5*5)=0,62

=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: =2,

11. Проверяем контактные напряжения:

К – коэффициент нагрузки, принимается в зависимости окружной скорости колеса:

м/с,

К=1, при v3 м/с,

F_t2= 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_F2=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 a_w

Модуль зацепления, m

коэффициент диаметра червяка, q

делительный угол подъема линии витков 

угол обхвата червяка венцом колеса, 

Число витков червяка, z₁

Число зубьев колеса, z₂

125

5,0

10,0

11,309

38,76

2

40

Ширина зубчатого венца колеса, b₂

длина нарезаемой части червяка b₁

Диаметры червяка:

делительный d₁

начальный d_w1

вершин витков d_a1

впадин витков d_f1

Диаметры колеса:

делительный d₂

вершин зубьев d_а2

впадин зубьев d_f2

наибольший d_am2

39,3

63

50,0

50,0

60,0

38,0

200

267,5

188,0

217,5

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

коэффициент полезного действия, 

0,75…0,9

0,83

контактные напряжения, []_Н

149,0

122,0

напряжения изгиба, []_F

43,0

6,5

5. РАСЧЁТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ.

Расчёт клиноременной передачи.(2, стр.85)

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_1min=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-) – диаметр ведомого шкива.

=0,01 – коэффициент скольжения.

d₂=125*2,8*(1-0,01)=346,5 мм.

Округляем до ближайшего стандартного по табл. К40: d₂=355 мм.

5. Фактическое передаточное число: .

U= U_ф- U_оп/ U_оп*100 %3 % - отклонение от заданного передаточного числа.

U= 2,82-2,75/ 2,75*100 %= 2,5% - выполняется.

6. а0,55*(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: ₁=180-57*(d₂-d₁)/а.

₁=180-57*(355-125)/350=135 – допустимо.

10. V=*d₁*n₁/60000[V] - скорость ремня.

[V]=25 м/с – допускаемая скорость ремня.

V=3,14*125*890/60000=7,5 м/с – условие выполняется.

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_*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(/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.

_max=₁+_и+_v[]_p.

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

₁= F_о/А+ F_t/(2*A)=17/138+25,2/(2*138)=0,12 Н/мм² – напряжение растяжения.

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

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

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

Параметры клиноременной передачи

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Тип ремня

Межосевое расстояние,

а

Сечение ремня

Количество ремней

z

Длина ремня l

Угол обхвата ведущего шкива

₁

клиновой

350

Б

2

1000

135

Число пробегов ремня

U, 1/с

Диаметр ведущего шкива

d₁

Диаметр ведомого шкива

d₂

Начальное натяжение ремня

F₀

Сила давления ремня на вал

F_оп

0,015

125

355

17

32

6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.

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

Силы в зацеплении

Значение силы

На червяке

На колесе

Окружная

F_t1= 2*Т₁*10³/d₁ =2*7500/50,0

F_t1=300 Н

F_t2=2*Т₂*10³/d₂=2*129000/200=1290 Н

Радиальная

F_r1= F_r2=469 Н

F_r2= F_t2*tg()=1290*tg(20)=469 Н

Осевая

F_а1= F_t2=1290 Н

F_a2= Ft₁=300 Н

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

Вид открытой передачи

Значение силы

Характер силы по направлению

На тихоходном валу редуктора

Муфта

Радиальная

F_м=125*Т₁=125*129=1420 Н

6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА.

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.

_в=900 Н/мм², _т=750 Н/мм², _-1=410 Н/мм².

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.

[]_к1=10 Н/мм², []_к2=20 Н/мм².

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= d_дв=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

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,

6. РАСЧЁТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА. (2, стр.133)

1. Определение реакций опор.

БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ.

1. Вертикальная плоскость.

А) Определяем опорные реакции.

М₃=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

М₁=0,

-R_вy*(a+b) + F_t1*a + F_a1*d₁/2 = 0,

R_вy= (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_y4 =0 Н*м, М_y2= 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.

М₃=0,

R_ax*(a+b) + F_r1*b + F_оп*с = 0,

R_aх= (- F_r1*b – F_оп*с) /(a+b) = (-469*0,12 - 32*0,06)/0,24 = -243 Н

М₁=0,

-R_вx*(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_x1=0 Н*м, М_x4=0 Н*м, М_x2= R_ax* a= - 243*0,12= -29 Н*м,

М_x3= - F_оп*с= - 32* 0,06= -2 Н*м,

3. Строим эпюру крутящих моментов.

М_кр= F_r1*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.

М₄=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

М₂=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_y2 = 0 Н*м,

М_y3= R_by*c = -12*0,1= - 1,2 Н*м,

М_y3= R_by*c - F_a2*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.

М₄=0,

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

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

М₂=0,

-R_вx*(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_x1=0 Н*м, М_x4=0 Н*м,

М_x2= F_м*a = 1420*0,08 = 114 Н*м,

М_x3= R_bx* c = 1195*0,1 = 120 Н*м,

3. Строим эпюру крутящих моментов.

М_кр. = F_t2*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)

R_Е1=V*R_r1*К_б*К_т=1*244*1*1=244 Н.

R_a1/(V*R_r1)>e:

R_Е2=(X*V*R_r2+Y* R_a2 )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)

R_Е1=V*R_r1*К_б*К_т=1*1409*1*1=1409 Н.

R_Е2=(X*V*R_r2+Y* R_a2 )К_б*К_т=(0,40*1*1196+1,56*745)*1*1=1637 Н.

Н < 42400 Н.

Подшипник пригоден.

ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЁТЫ.

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.

[]_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,

_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,

_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,

_см= 1290/88,5 = 14,7 Н/мм² – условие выполняется.

3. Проверочный расчёт валов. (2, стр.267)

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие кручения и изгиба: S[S]

[S]=2 – допускаемый коэффициент запаса.

БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ.

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

К_=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).

,

.

_-1=410 Н/мм² – предел выносливости при симметричном цикле изгиба.

_-1=0,58*_-1=0,58*410=238 – предел выносливости при симметричном цикле кручения.

Н/мм² – предел выносливости в расчётном сечении.

Н/мм² – предел выносливости в расчётном сечении.

- коэффициент запаса по нормальным напряжениям,

- коэффициент запаса по касательным напряжениям,

- общий коэффициент запаса.

Условие выполнено.

ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ.

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

К_=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).

,

.

_-1=410 Н/мм² – предел выносливости при симметричном цикле изгиба.

_-1=0,58*_-1=0,58*410=238 – предел выносливости при симметричном цикле кручения.

Н/мм² – предел выносливости в расчётном сечении.

Н/мм² – предел выносливости в расчётном сечении.

- коэффициент запаса по нормальным напряжениям,

- коэффициент запаса по касательным напряжениям,

- общий коэффициент запаса.

Условие выполнено.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ:

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.

27

2