ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 08.04.2024
Просмотров: 114
Скачиваний: 0
СОДЕРЖАНИЕ
1 Энергокинематический расчет привода
1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
2.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес
2.2 Проектный расчет зубчатых передач
2.3 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи
3 Расчет открытой клиноременной передачи
4.1. Проектный расчёт валов привода
4.2 Проверочный расчёт быстроходного вала редуктора
4.3 Проверочный расчет быстроходного вала редуктора на статическую перегрузку и жесткость
5 Выбор и расчет подшипников привода
6 Выбор и расчёт соединений «вал-ступица»
8 Обоснование и выбор смазочных материалов
Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr:
= ; (4.41)
= = 0,581 ⋅ мм.
Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr:
= ; (4.42)
= = 8,45 ⋅ мм.
Формулы для определения прогибов для различных сечений и способов нагружения вала.
Момент Ma прогиб в сечении под колесом не создает.
Суммарный максимально возможный прогиб
= + ; (4.43)
= + 8,45 ⋅ = 10,14 ⋅ мм.
Допускаемый прогиб можно ориентировочно определить по формуле:
= 0,01 ⋅ m; (4.44)
= 0,01 ⋅ 2,75 = 0,0275 мм.
Так как y = 0,01014 мм ≤ [y] = 0,0275 мм, жесткость вала обеспечена.
5 Выбор и расчет подшипников привода
По диаметрам валов выбираем подшипники качения:
- для всех валов редуктора - шариковые радиальные ГОСТ 831-75.
- для приводного вала – шариковые сферические двухрядные ГОСТ 28428-90 для компенсации несоосносности и перекоса валов.
Выбранные подшипники и их основные параметры сносим в таблицу 2.
Таблица 2 – Подшипники качения
Назначение вала |
Обозначение подшипников |
d, мм |
D, мм |
B, мм |
C, кН |
C0, кН |
Быстроходный |
208 |
40 |
80 |
18 |
32 |
17,8 |
Промежуточный |
212 |
60 |
110 |
22 |
52 |
31 |
Тихоходный |
216 |
80 |
140 |
26 |
70,2 |
45 |
Приводной |
1216 |
80 |
140 |
32 |
51 |
29,5 |
Произведём проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъёмности.
Исходные данные: диаметр в месте посадки подшипников d =50 мм, n = 732,5 мин-1. Ресурс Lh = 2490 ч. [1, табл.16.3], С = 32000 Н, Со=17800 Н.
Проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала
Суммарные реакции:
= (5.1)
= (5.2)
За радиальные нагрузки принимаем .
Условие подбора подшипника по динамической грузоподъёмности:
≤ С (5.3)
где – действительная динамическая грузоподъёмность;
С - паспортная грузоподъёмность .
Действительная статическая грузоподъёмность находиться по формуле:
(5.4)
где p – показатель степени зависящий от типа тел качения (для шариковых p=3) ;
L – ресурс подшипника , млн.оборотов ;
– эквивалентная динамическая нагрузка ;
- коэффициент условий работы (при спокойной нагрузке =1) ;
- коэффициент, зависящий от вероятности выхода подшипника из строя.
Коэффициент выбирается по таблице в зависимости от типа подшипника и условий эксплуатации (для шарикоподшипников (кроме сферических) ) .
Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:
(5.5)
где – коэффициент радиальной силы;
– коэффициент осевой силы;
– коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо вращается относительно внешней нагрузки (при вращении внутреннего кольца );
- радиальная сила;
- осевая сила;
- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки(при спокойной нагрузке =1) ;
– температурный коэффициент(для стали при t до ).
Рассчитаем ресурс подшипника по формуле:
10-6, (5.6)
где – частота вращения вала;
– срок службы механизма в часах;
10-6
Рассчитываем действительную статическую грузоподъёмность:
Сравниваем с паспортной грузоподъёмностью:
20805Н < 32000 Н
Условие выполняется.
Условие проверки и подбора подшипников по статической грузоподъёмности:
P0≤ С0 (5.7)
где P0– эквивалентная статическая нагрузка;
С0- статическая грузоподъёмность.
Эквивалентная статическая нагрузка P0 рассчитывается по формуле:
(5.8)
где X0 и – коэффициенты радиальной и осевой сил;
и - радиальная и осевая силы.
Коэффициенты радиальной и осевой сил находятся по таблице в зависимости от типа подшипника: для радиально-упорных шарикоподшипников X0=0,5 ,
Н
2171 Н < 17800 Н
Условие выполняется.
Вывод: подшипник удовлетворяет исходным данным.
6 Выбор и расчёт соединений «вал-ступица»
Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок. Расчётную длину шпонок находим из условия смятия:
(6.1)
где Т – передаваемый момент, Нм;
d – диаметр вала, мм;
h – высота шпонки, мм; [см] – допускаемое напряжение смятия, МПа; при стальной ступице и спокойной нагрузке [см]=120 МПа; lр – рабочая длина шпонки, мм; при скругленных концах lр=l-b; l – длина шпонки, мм
(6.2)
b – ширина шпонки, мм.
Шпоночное соединение для тихоходного вала:
Диаметр вала:
Крутящий момент на валу:
Диаметр вала:
Крутящий момент на валу:
Шпоночное соединение для промежуточного вала:
Диаметр вала:
Крутящий момент на валу:
Шпоночное соединение для быстроходного вала:
Диаметр вала:
Крутящий момент на валу:
Шпоночное соединение для приводного вала:
Диаметр вала:
Крутящий момент на валу:
Диаметр вала:
Крутящий момент на валу:
7 Выбор соединительных муфт
Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом применяем жестко-компенсирующую (зубчатую) муфту МЗ-4000-25-У3 ГОСТ 50895-96. Жестко-компенсирующую (зубчатую) муфту применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов. Муфты зубчатые по МЗ-4000-25-У3 ГОСТ 50895-96 изготавливают для диаметров валов от 40 до 200мм. Зубчатые муфты отличаются компактностью и высокой нагрузочной способностью