Название: Проектирование коническо-цилиндрического редуктора

Вид работы: реферат

Рубрика: Транспорт

Размер файла: 8.69 Mb

Скачать файл: referat.me-338906.docx

Краткое описание работы: ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовому проекту по деталям машин Выполнила: Проверил: СОДЕРЖАНИЕ Лист 1 Техническое задание 2 Кинематический расчёт привода

Проектирование коническо-цилиндрического редуктора

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по деталям машин

Выполнила:

Проверил:

СОДЕРЖАНИЕ

Лист

1 Техническое задание

2 Кинематический расчёт привода

2.1 Подбор электродвигателя

3 Расчёт клиноременной передачи привода

4 Расчёт зубчатых передач редуктора

4.1 Разбивка передаточного числа между ступенями редуктора

4.2 Расчёт конической передачи

4.3 Расчёт цилиндрической передачи

4.4 Выбор параметров и расчёт геометрии зубчатых колёс

5 Эскизная компоновка редуктора

5.1 Проектный расчёт валов на кручение, выбор типа и

схемы установки подшипников

5.2 Основные размеры корпусов, крышек, болтов,

винтов редуктора

6 Расчёт валов на сложное сопротивление

6.1 Расчёт ведущего вала

6.2 Расчёт промежуточного вала

6.3 Расчёт ведомого вала

7 Проверочный расчёт подшипников по динамической

грузоподъёмности

7.1 Расчёт подшипников ведущего вала

7.2 Расчёт подшипников промежуточного вала

7.3 Расчёт подшипников ведомого вала

8 Список литературы

1 Техническое задание

Привод состоит из клиноременной передачи и коническо-цилиндрического редуктора.

Ч
астота вращения выходного вала редуктора , мощность на выходном валу , нагрузка спокойная, передача реверсивная, требуемая долговечность .

2 Кинематический расчёт привода

2.1 Подбор электродвигателя

По мощности на выходном валу определяем расчётную мощность электродвигателя

,

где - КПД привода, равный ([3], с.14)

где - КПД клиноременной передачи;

- КПД конической передачи редуктора;

- КПД цилиндрической передачи редуктора.

Принимаем ([3] c. 15)

, , ;

.

Тогда

Общее передаточное число привода

где - частота вращения выходного вала привода;

- частота вращения вала электродвигателя.

Откуда получаем

где - передаточное число клиноременной передачи;

- передаточное число конической передачи редуктора;

- передаточное число цилиндрической передачи редуктора.

Предварительно принимаем ([3] c. 15)

, ,

,

.

Принимаем ([3] приложение таблица 2) .

С учётом полученной частоты вращения вала электродвигателя и расчётной мощности (кВт) по каталогу ([3] приложение таблица 2) выбираем двигатель, номинальная мощность которого P должна быть равна или больше расчётной мощности двигателя, т.е.

Принимаем двигатель

Тип двигателя 4А132МВ6УЗ

Мощность , кВт 7.5

Частота вращения, мин-1 970

2,2

Так как частота вращения выбранного электродвигателя не совпадает с полученной ранее, необходимо откорректировать принятые передаточные числа.

Изменим передаточное число редуктора

3 Расчёт клиноременной передачи привода

1) Крутящий момент на быстроходном валу

2) При данном моменте принимаем ([3] таблица 2.12) сечение “Б” с размерами

; ; ; ; .

3) Диаметр меньшего шкива в соответствии с рекомендациями ([3] таблица 2.12) , но т.к. нет жёстких ограничений к габаритам передачи, то для повышения долговечности ремня принимаем следующим за минимальным ([3] таблица 2.12) .

4) Диаметр большего шкива ([3] формула 2.2)

,

где - коэффициент скольжения прорезиненного ремня.

Принимаем стандартный диаметр по ГОСТ 17383-73 ([3] таблица 2.12)

.

5) Фактическое передаточное число передачи ([3] формула 2.3)

.

6) Скорость ремня ([3] формула 2.4)

.

7) Частота вращения ведомого вала

.

8) Межосевое расстояние согласно рекомендациям ([3] таблица 2.14)

.

9) Расчётная длина ремня ([3] по формуле 2.6)

Стандартная длина ремня ([3] с. 26) L=2240мм.

10) По стандартной длине L уточняем действительное межосевое расстояние ([3] формула 2.9)

Минимальное межосевое расстояние для удобства монтажа и снятия ремней ([3] с. 27)

.

Максимальное межосевое расстояние для создания натяжения и подтягивания ремня при вытяжке

.

11) Угол обхвата на меньшем шкиве ([3] формула 2.10)

.

12) Исходная длина ремня ([3] таблица 2.15)

L0=3750мм

Относительная длина .

13) Коэффициент длины определяется методом интерполяции по таблице 219 [3]

СL=0,878.

14) Исходная мощность при и ([3] таблица 2.15) методом интерполирования .

15) Коэффициент угла обхвата ([3] таблица 2.18) .

16) Поправка к крутящему моменту на передаточное число (таблица 2.20)

.

17) Поправка к мощности ([3] с. 28)

18) Коэффициент режима работы при указанной нагрузке ([3] таблица 2.8)

Ср=0,8.

19) Допускаемая мощность на один ремень ([3] формула 2.24)

.

20) Расчётное число ремней ([3] по формуле 2.25)

.

21) Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки ([3] с. 28)

Сz=0,95.

22) Действительное число ремней в передаче ([3] формула 2.26)

.

Принимаем число ремней .

23) Сила начального натяжения одного клинового ремня ([3] формула 2.28)

.

где q – масса одного погонного метра ремня ([3] таблица 2.12).

24) Усилие, действующее на валы передачи ([3] формула 2.29)

25) Размеры обода шкивов ([3] таблица 2.21)

; ; ; ; ; ; ; ; .

26) Наружные диаметры шкивов ([3] формула 2.32)

27) Ширина обода шкивов ([3] формула 2.33)

.

4 Расчёт зубчатых передач редуктора

4.1 Разбивка передаточного числа между ступенями редуктора

В двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторах передаточное число тихоходной (цилиндрической) ступени рекомендуется ([3] с. 56)

где uр – передаточное число редуктора

Принимаем из стандартного ряда передаточных чисел зубчатых передач ([3] приложение таблица 8)

; .

4.2 Расчёт конической передачи

4.2.1 Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса

1) Назначаем материал ([3] таблица 3.12) для шестерни и колеса – сталь 40ХН (поковка); термообработка – нормализация.

Для шестерни - , , 280 НВ1;

для колеса - , , 250 НВ2.

2) Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни ([3] формула 3.51)

.

Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений ([3] формула 3.52)

,

где предел выносливости при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений ([3] таблица 3.19)

.

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (таблица 3.20)

реверсивная передача -

Коэффициент долговечности ([3] формула 3.53)

При ([3] c. 77) ;

базовое число циклов перемены напряжения ([3] c. 77)

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжения ([3] формула 3.54)

,

но т.к. ([3] с. 77)

принимаем

Соответственно

Коэффициент безопасности ([3] формула 3.56)

где - коэффициент, учитывающий нестабильность характеристики материала ([3] таблица 3.19) ;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки и условия эксплуатации передачи ([3] таблица 3.21) .

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений ([3] формула 3.57) .

Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба ( [3] формула 3.58) .

Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни

.

3) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса определяем аналогично предыдущему расчёту

,

,

где

,

,

.

При НВ<350

но т.к. ,*

то принимаем

.

; ; .

Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса

.

4) Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] таблица 3.19), для шестерни

.

Предварительно находим предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба ([3] таблица 3.19)

Коэффициент безопасности ([3] с. 76)

,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность характиристики материала;

([3] таблица 3.19, см. с. 80);

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки и условия эксплуатации передачи ([3] таблица 3.21);

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений ([3] формула 3.57)

5) Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колеса

.

6) Допускаемое контактное напряжение для шестерни ([3] формула 3.33)

.

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений ([3] формула 3.34)

,

здесь предел выносливости соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ([3] таблица 3.17)

;

коэффициент долговечности ([3] формула 3.35)

,

где базовое число циклов перемены напряжений ([9] рисунок 3.16)

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

.

Отношение поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле 3.38 [3]

Принимаем .

Предел контактной выносливости

.

Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала ([3] с. 75)

Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей ([3] таблица 3.18)

Коэффициент, учитывающий окружную скорость ([3] с. 75)

.

7) Допускаемое контактное напряжение для колеса

;

;

;

;

;

;

т.к. ,

то

;

; ; ;

.

8) Допускаемое контактное напряжение передачи ([3] формула 3.41)

.

Проверяем условие ([3] формула 3.42)

,

т.е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи .

9) Допускаемое контактное напряжение при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] с. 80)

для шестерни

;

для колеса

.

4.2.2 Расчёт передачи на контактную выносливость

Согласно рекомендациям ([3] с. 61) принимаем пропорционально понижающие зубья (форма I).

Вычисляем начальный диаметр шестерни по большему торцу ([3] таблица 3.14, формула 3.20)

Предварительно определяем величины, необходимые для расчёта.

Номинальный крутящий момент на шестерне ([3] формула 3.12)

Ориентировочная окружная скорость зубчатых колёс ([3] формула 3.27)

.

При данной скорости требуемая степень точности зубчатых колёс ([3] таблица 3.33) – 9-я.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых передач ([3] c. 82) .

Коэффициент ширины венца ([3] формула 3.63) .

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.20,а), при отношении (Iб – роликовые подшипники)

,

Коэффициент динамической нагрузки ([3] таблица 3.16) для степени точности зубчатых колёс на единицу грубее установленной ([3] с. 80).

Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей ([3] формула 3.28).

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс ([3] формула 3.29)

.

Выбираем число зубьев ([3] таблица 3.11) шестерни и коэффициент торцевого перекрытия .

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3] формула 3.30)

;

.

Внешний окружной модуль

.

Полученный модуль округляем по стандарту ([3] приложение таблица 9)

.

Пересчитываем начальный диаметр

.

Число зубьев плоского колеса ([3] таблицы 3.9)

,

где .

Внешнее конусное расстояние ([3] таблица 3.9)

Рабочая ширина зубчатого венца ([3] таблица 3.1) при

.

Принимаем по стандарту ([3] приложение таблица 8)

Проверяем условие ([3] формула 3.64)

, т.е. условие соблюдено.

4.2.3 Проверочный расчёт зубьев на контактную выносливость

Средний нормальный модуль зацепления ([3] формула 3.4)

.

Средний начальный диаметр шестерни ([3] с. 80)

.

Расчётная окружная скорость на среднем начальном диаметре шестерни

.

При данной скорости ([3] таблица 3.33) требуемая степень точности передачи – 9-я, что совпадает с ранее принятой степенью точности.

Коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи ([3] рисунок 3.17) .

Уточняем коэффициент динамической нагрузки ([3] таблица 3.16) .

Начальный диаметр шестерни по большему торцу ([3] формула 3.48)

,

где (см. определение и ).

Вновь определяем окружной модуль

.

Полученный модуль округляем до стандартного .

Диаметр начальной окружности по большему торцу, соответствующий стандартному модулю

.

4.2.4 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Фактическое напряжение при расчёте на контактную выносливость ([3] таблица 3.14 формула 3.19)

Расчётное напряжение от максимальной нагрузки ([3] формула 3.60)

где отношение (задано при выборе электродвигателя). 4.2.5 Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Изгибающее напряжение для зуба шестерни ([3] таблица 3.14, формула 3.22)

.

Находим эквивалентное число зубьев для шестерни и колеса ([3] формула 3.7)

,

([3] таблица 3.9)

; .

Определяем коэффициенты, учитывающие форму зуба ([3] рисунок 3.21)

; .

Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряжённое состояние, для прямозубых колёс ([3] с. 77) .

Расчётная удельная нагрузка ([3] формула 3.25/)

,

где ;

- коэффициент, усиливающий распределение нагрузки между зубьями ([3] c. 82), ;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.20,б), при отношении

,

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку ([3] таблица 3.16) при скорости , .

.

Напряжение изгиба для зуба шестерни

,

для зуба колеса

4.2.6 Проверочный расчёт зубьев при изгибе максимальной нагрузкой. Расчётное напряжение от максимальной нагрузки ([3] формула 3.61)

для зуба шестерни

,

для зуба колеса

.

4.2.7 Окончательно принимаем параметры передачи

; ; ; ; ; ; ; .

4.3 Расчёт цилиндрической передачи

Расчёт цилиндрической передачи ведётся аналогично конической.

4.3.1 Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса

1) Назначаем материал ([3] таблица 3.12) для шестерни и колеса сталь 40ХН (поковка), термообработка – нормализация;

для шестерни , , 280НВ1;

для колеса , , 250НВ2.

2) Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни

,

но т.к. ([3] с. 77)

принимаем .

Соответственно .

Коэффициент безопасности ([3] формула 3.56)

,

; ; ; ,

.

3) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса определяем аналогично предыдущему расчёту

,

,

где

,

,

.

При НВ<350

но т.к. ,*

то принимаем

.

; .

4) Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] таблица 3.19) для шестерни

.

,

где , , .

.

5) Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колеса

, , .

.

6) Допускаемое контактное напряжение для шестерни ([3] формула 3.33)

.

,

;

,

.

Отношение поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле 3.38 [3]

Принимаем .

.

; ; ;

.

7) Допускаемое контактное напряжение для колеса

;

;

;

;

;

;

т.к. ,

то

;

; ;

.

8) Допускаемое контактное напряжение передачи ([3] формула 3.41)

.

Проверяем условие ([3] формула 3.42)

,

т.е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи .

9) Допускаемое контактное напряжение при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] с. 80)

для шестерни

;

для колеса

.

4.3.2 Расчёт передачи на контактную выносливость

Начальный диаметр шестерни ([3] таблица 3.13, формула 3.16)

Номинальный крутящий момент на шестерне ([3] формула 3.12)

.

Ориентировочная окружная скорость ([3] формула 3.27)

При данной скорости требуется степень точности зубчатых колёс ([3] таблица 3.33) – 9-я.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([3] рисунок 3.13), .

Коэффициент ширины зубчатого венца при несимметричном расположении опор ([3] таблица 3.15)

.

Проверяем условие ([3] формула 3.26)

Принимаем ([3] с.71) K=2

угол наклона ([3] с. 60) ;

минимальное число зубьев шестерни ([3] таблица 3.3) ;

расчётное число зубьев шестерни ([3] c. 58)

Соответственно

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.14,б) .

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку ([3] таблица 3.16) .

Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей ([3] формула 3.28/) .

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс ([3] формула 3.29) .

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3] формула 3.31)

,

где - коэффициент торцевого перекрытия ([3] формула 3.3)

.

Тогда

Модуль зацепления ([3] формула 3.46)

.

Полученный модуль округляем до стандартного значения ([3] приложение, таблица 9) m=5мм.

По стандартному модулю пересчитываем начальный диаметр

.

4.3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость

Определяем расчётную окружную скорость ([3] формула 3,47) при начальном диаметре шестерни

.

При данной скорости требуемая степень точности передачи – 9-я, что соответствует принятой ранее. Уточняем по скорости коэффициенты:

([3] таблица 3.16); ([3] рисунок 3.13); ([3] рисунок 3.17).

Уточняем начальный диаметр шестерни ([3] формула 3.48)

.

По уточнённому начальному диаметру находим модуль зацепления

.

Полученный модуль вновь округляем до стандартного значения , что совпадает с ранее принятой величиной модуля. Следовательно диаметр начальной окружности шестерни .

Ширина зубчатого венца при ([3] таблица 3.1)

.

Принимаем .

4.3.4 Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Расчётное напряжение от максимальной нагрузки ([3] формула 3.60)

,

где действующее напряжение при расчёте на контактную выносливость ([3] таблица 3.13 формула 3.15)

Отклонение действующих контактных напряжений от допустимых составляет , что допустимо.

.

4.3.5 Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба ([3] таблица 3.13, формула 3.17)

Предварительно определяем величины необходимые для расчёта.

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса ([3] с. 76)

; .

Коэффициенты, учитывающие форму зуба и шестерни и колеса ([3] рисунок 3.18) , .

Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряжённое состояние ([3] формула 3.50) .

Расчётная удельная нагрузка ([3] формула 3.25/)

,

где коэффициент, учитывающим распределение нагрузки между зубьями ([3] формула 3.40) ,

где n – порядковый номер степени точности.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.14,г) .

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку ([3] таблица 3.16)

.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

;

в зубьях колеса ([3] таблица 3.13, формула 3.17/)

.

4.3.6 Проверочный расчёт при изгибе максимальной нагрузкой

для зубьев шестерни

для зубьев колеса

4.3.7 Принимаем окончательно параметры передачи

; ; ; ; ; ;

.

Определим межосевое расстояние

.

Проверим межосевое расстояние

.

4.3.8 Округлим межосевое расстояние до целого стандартного числа, для чего принимаем угол наклона ([3] формула 3.2/)

Принимаем межосевое расстояние , что соответствует стандартной величине ([3] приложение таблица 8), соответственно угол наклона

Пересчитываем начальные диаметры

шестерни ;

колеса .

Проверяем межосевое расстояние

.

4.4 Выбор параметров и расчёт геометрии зубчатых колёс

4.4.1 Основные размеры цилиндрической передачи ([3] таблица 3.5)

Угол наклона зуба на диаметре d

Угол профиля рейки в торцевом сечении ,

Угол зацепления в нормальном сечении

Угол зацепления в торцевом сечении

Межосевое расстояние

Делительный и начальный диаметры:

шестерни

колеса

Диаметр вершин зубьев;

шестерни

колеса

Диаметр впадин:

шестерни

колеса

4.4.2 Основные размеры конической передачи ([3] таблица 3.9)

Число зубьев плоского колеса

Ширина зубчатого венца ,

Внешнее конусное расстояние

Среднее конусное расстояние

Диаметр внешней делительной

(начальной) окружности

шестерни

колеса

Средний делительный диаметр

шестерни

колеса

Глубина захода

Радиальный зазор

Высота зуба у торца

Высота головки зуба у торца:

шестерни

колеса

Высота ножки зуба у торца;

шестерни

колеса

Угол делительного конуса:

шестерни ;

колеса

Угол ножки зуба

шестерни ;

колеса ;

Угол конуса вершин

шестерни

колеса

Угол конуса впадин

шестерни

колеса

Внешний диаметр вершин

шестерни

колеса

5. Эскизная компановка редуктора

5.1 Проектный расчёт валов на кручение, выбор типа и схемы установки подшипников

Т.к. на настоящем этапе расстояние между опорами неизвестны, ориентировочно диаметр вала в опасном сечении определяется из условий прочности на кручение при пониженных допускаемых напряжениях ([3] формула 4.1)

где Т – крутящий момент, Н-мм;

- допускаемое напряжение на кручение:

- допускаемое напряжение на кручение для ведущего вала;

- допускаемое напряжение на кручение для промежуточного вала;

- допускаемое напряжение на кручение для ведомого вала.

принимаем

принимаем

принимаем

Первоначально внутренний диаметр подшипника выбираем по принятому (округлённому до нуля или пяти) ориентировочному диаметру вала, рассчитанному по формуле 4.1 с добавлением приблизительно 5мм. Для ведущего и промежуточного валов принимаем подшипники - роликовые конические средней серии, для ведомого – шарикоподшипники радиальные лёгкой серии. Критические роликоподшипники ведущего и промежуточного валов устанавливаем по прямой схеме – в распор.

Ось конической шестерни располагаем в плоскости симметрии корпуса, шестерню устанавливаем на консоли вала, расстояние между подшипниками предварительно принимаем равным (2,5…3,5)d, где d – диаметр вала, определённый при ориентировочном расчёте.

5.2 Основные размеры корпусов, крышек, болтов, винтов редуктора ([3] таблица 4.3)

Толщина стенки корпуса редуктора

Толщина стенки крышки редуктора

Толщина верхнего фланца корпуса ,

Толщина нижнего фланца корпуса

Толщина фланца крышки редуктора

Диаметр фундаментных болтов

Число фундаментных болтов

Диаметр болтов, стягивающих

корпус и крышку у бобышек

Диаметр болтов, стягивающих

фланцы корпуса и крышки

Ширина опорной поверхности

Нижнего фланца корпуса

Толщина рёбер конуса

Минимальный зазор между колесом

и корпусом

Координата стяжного болта

у бобышек

6 Расчёт валов на сложное сопротивление

6.1 Расчёт ведущего вала

1
) Определение составляющих усилия в зацеплении ([3] таблица 5.2)

2) Составление расчётной схемы, определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих моментов в различных плоскостях

3) Построение эпюры суммарных изгибающих моментов

([3] формула 5.1)

4) Построение эпюры крутящего момента

5) Построение эпюры приведенных моментов

([3] формула5.2)

(реверсивная передача[3] с.171)

6) Расчётный диаметр вала ([3] формула 5.3)

где , ([3] таблица 5.3)

6.2 Расчёт промежуточного вала

1) Определение составляющих усилий в зацеплении

2) Составление расчётной схемы, определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих моментов в различных плоскостях

3) Построение эпюры суммарных изгибающих моментов

([3] формула 5.1)

4) Построение эпюры крутящего момента

5) Построение эпюры приведенных моментов

,

6) Расчётный диаметр вала ([3] формула 5.3)

где , ([3] таблица 5.3)

;

6.3 Расчёт ведомого вала

1) Определение составляющих усилия в зацеплении

2) Составление расчётной схемы, определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих моментов в различных плоскостях

3) Построение эпюры суммарных изгибающих моментов

4) Построение эпюры крутящего момента

5) Построение эпюры приведенных моментов

,

6) Расчётный диаметр вала

7 Проверочный расчёт подшипников по динамической грузоподъёмности

7.1 Расчёт подшипников ведущего вала

- воспринимает подшипник 2

Посадочные диаметры – 35мм

Lh=12000ч

V=Ks=Kт=1

n=339мин-1

1) Принимаем предварительно подшипники 7307, у которых

, ,

2) Осевые составляющие радиальных нагрузок FS ([3] формула 6.10)

подшипник 1:

подшипник 2:

3) Расчётная осевая нагрузка

4) Находим отношение ([3] формула 6.9)

подшипник 1:

, принимаем коэффициенты ,

подшипник 2:

, принимаем коэффициенты ,

5) Эквивалентная расчётная нагрузка ([3] таблица 6.5 формула 5)

Поскольку для обеих опор подшипники выбирают одинаковые, дальнейший расчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику опоры 1.

6) Находим методом интерполяции отношение ([3] приложение таблица 21)

, отсюда требуемая грузоподъёмность , что гораздо меньше реальной грузоподъёмности (С=48100Н) и обеспечит большой запас долговечности подшипников.

7.2 Расчёт подшипников промежуточного вала

Посадочные диаметры d=45мм

Lh=12000ч

V=Ks=KT=1

n=121мин-1

1) Принимаем предварительно подшипник 7309, у которого

, ,

2) Осевые составляющие радиальных нагрузок

подшипник 1:

подшипник 2:

3) Расчётная осевая нагрузка

4) Находим отношение ([3] формула 6.9)

подшипник 1:

, принимаем коэффициенты ,

подшипник 2:

, принимаем коэффициенты ,

5) Эквивалентная расчётная нагрузка ([3] таблица 6.5 формула 5)

Поскольку для обеих опор подшипники выбирают одинаковые, дальнейший расчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику опоры 1.

6) Находим методом интерполяции отношение ([3] приложение таблица 21)

, отсюда требуемая грузоподъёмность , что несколько меньше реальной грузоподъёмности (С=76100Н) и обеспечит запас долговечности подшипников.

7.3 Расчёт подшипников ведомого вала

, , ,

1) Принимаем предварительно 210 шарикоподшипник, у которого , .

2) Выбираем коэффициенты X и Y.

Поскольку ,

то ,

3) Определяем эквивалентную нагрузку

.

4) Находим методом интерполяции отношение ([3] приложение таблица 21)

, отсюда требуемая грузоподъёмность , что несколько меньше реальной грузоподъёмности (С=27500Н) и обеспечит запас долговечности подшипников.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Баласанян Р.А. Атлас деталей машин

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 1998.

3. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчёт и проектирование деталей машин. Изд. 3-е. – Х.: Основа, 1991.