Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Двухступенчатый редуктор - файл ПЗ 1-6.docx


Двухступенчатый редуктор
скачать (694.5 kb.)

Доступные файлы (1):

ПЗ 1-6.docx714kb.28.12.2009 22:36скачать

содержание
Загрузка...

ПЗ 1-6.docx

Реклама MarketGid:
Загрузка...
1.Визначення кінематичних та силових параметрів приводу

Потужність на робочому органі (барабані механізму підйому) знаходимо за формулою

Pбар=Qгр∙Vгрŋпол

де Qгр – вага вантажу, що підіймається, Н;

Vгр – швидкість підйому вантажу, м/с;

ŋпол – коефіцієнт корисної дії поліспаста.

У даному випадку:

Qгр=4.3×103×9.8=42140 Н;

Vгр=14/60=0.233 м/с;

коефіцієнт корисної дії поліспаста знаходими по залежності

ŋпол=1-ŋблm(1-ŋбл)∙m

де ŋбл – коефіцієнт корисної дії одного блоку. Для канатних блоків при куті охоплення канатом блоку α=180о і використані підшипники кочення ŋбл=0.98;

m – кратність поліспаста. Кратність поліспаста m=2.

Тоді

ŋпол=1-0.982(1-0.98)∙3=0.99

а потужність на барабані

Pбар=42140∙0.2330.99=9931.987 Вт

Потрібну статичну потужність електродвигуна приводу знаходимо по формулі

Рдв=Рбарŋпр

де ŋпр – коефіцієнт корисної дії приводу.

ŋnp=ŋmI∙ŋnk4∙ŋзn2∙ŋmII

де ŋmI - коефіцієнт корисної дії муфти – гальма, розташованої між електродвигуном і редуктором приводу. В якості муфту даному випадку можна приймати муфти типу МУВП приймаємо ŋmI=0.96

ŋnk4 - коефіцієнт корисної дії пари підшипників кочення ŋnk4=0.99

ŋзn2 - коефіцієнт корисної дії закритої циліндричної передачі ŋзn2=0.97

ŋmII - коефіцієнт корисної дії муфти, що з’єднує редуктор приводу з барабаном. В цьому випадку рекомендується приймати муфти зубчасті. ŋmII=0.97

Тоді ŋnp=0.96∙0.994∙0.972∙0.97=0.842

В цьому випадку потрібна потужність електродвигуна приводу складає

Рдв9931.9870.842=11800.731 Вт=11.8 кВт

В цьому випадку використовують електродвигун, типу МТН 312 – 6 з номінальною потужністю Рдв=10 кВт і частотою обертання nдв = 720хв-1.

Для визначення діаметра каната dk механізму підйому вантажу необхідно установить максимальне зусилля Fmax на канаті, що визначається за умовою

Fmax=Qz∙ŋпол

де z – кількість гілок каната, на яких висить вантаж. Згідно схемі канату z=2. Тоді

Fmax=421402∙0.99=21282.83 Н

Розривне зусилля Fрозр для канатів залежить від Fmax і коефіцієнта запасу міцності kk, що визначається в залежності від режиму роботи механізму підйому. Для тяжких режимів роботи – 6.0;

Fрозр=Fmax∙kk

Fрозр=21282.83∙6.0=127696.97 Н=127,7 кН

Діаметр каната dk в залежності від Fрозр, типу каната і механічних властивостей матеріалу дроту. Згідно ГОСТ 2688– 80 приймаємо: канат типу ТК; dk=13мм Fрозр=85.75 кН.

Діаметр барабана механізму підйому вантажу визначаємо за формулою

dбар=dk∙е-1,

де е – коефіцієнт, що дорівнює 35 для механізмів з важким режимом роботи;

Тоді для механізму, що розглядається

dбар=13∙35-1=308 мм



По ДСТУ 2451 – 94 (ГОСТ 30077 – 93) діаметр барабанів бажано вибрати із значень: 160, 200, 250, 400, 500, 630, 800, 1000 мм.

Допускається зменшення діаметра барабана на 15% відносно знайденого розрахунком.

Допускається у курсовому проектуванні застосування барабанів з діаметрами стандартних лінійних розмірів.

Приймаємо діаметр барабана dбар=250

Діаметр барабана по центрам розміщення каната на барабанах

dб.ц.=dбар+dk=250+12=263мм

Визначаємо кутову швидкість обертання барабана, обумовлену швидкістю Vгр підйому вантажу і кратністю m поліспаста.

ωбар=2∙Vkdб.ц.=2∙Vгр ∙mdб.ц.=2∙0.233∙20.263=2.56 рад/с

Частота обертання барабана

nбар=30∙ωбарπ=30∙2.563.14=24.45 хв-1

Загальне передаточне число привода Uпр знаходимо по залежності

Uпр=nдвnбар=72024.45=29.4
де UI - передаточне число І-го ступеня редуктора,

UII - передаточне число ІІ-го ступеня редуктора.

Передаточне число І ступеня повинно бути більше передаточного числа ІІ ступеня, тобто UI>UII для циліндричних редукторів.

Приймаємо UI=5.6. Тоді

UII=UпрUI =33.2835.6=5.0

Визначаємо частоти і кутові швидкості обертання валів привода.

Вал двигуна

nдв=720 хв-1; ωдв=π∙nдв30=3.14∙72030=75.398 рад/с

Вхідний вал редуктора

n1=nдв=720 хв-1; ω1=ωдв=75.398 рад/с

Проміжний вал редуктора

n2=n1UI=7205.6=128.57хв-1; ω2=πn230=3.14∙11430=15.08рад/с



Вихідний вал редуктора

n3=n2UІІ=1145.0=25.71 хв-1; ω3=πn330=3.14∙25.7130=2.69 рад/с

Значення n3 і ω3 достатньо близько співпадають з частотою обертання барабана і його кутовою швидкістю (вихідний вал редуктора і вал барабана з’єднані муфтою).

Визначаємо номінальні крутні моменти машини на валах привода.

Вал двигуна

Тдв=Рдвωдв=11800.731∙10375.398=156.51 Н∙м

Вхідний вал редуктора

Т1=Тдв∙ŋmI∙ŋnk=156.51∙0.96∙0.99=148.75 Н∙м

Проміжний вал редуктора

Т2=Т1∙UI∙ŋзn∙ŋnk=148.74∙5.6∙0.97∙0.99=799.88Н∙м

Вихідний вал редуктора

Т3=Т2∙UІІ∙ŋmII∙ŋnk=714.22∙5∙0.97∙0.99=3840.84 Н∙м

Вал барабана

Тбар=Т3∙ŋmII∙ŋnk=3840.84∙0.97∙0.99=3688.36 Н∙м

Значення Тбар визначимо для перивірки правильності вконання силових розрахунків. З іншго боку крутний момент на барабані

Тбар=Fmax∙dб.ц.2=21282.828∙0.3632=3862.83 Н∙м

Близьке співпадання значень крутних моментів на барабані привода говорить про правильність виконаних силових розрахунків привода.

Для визначення довжини барабана привода визначаємо число витків каната, що намотуються на барабан (або число витків нарізної частини барабана, якщо його поверхня оснащена такими витками).

Число витків з запасом у 2 витка можна розрахувати за формулою

z=h∙mπ∙dб.ц.+2

де h - максимальна вита підйому вантажу, h=9 м згідно завдання

m - кратність поліспаста, m=2 в даній задачі

Тоді
z=9∙23.14∙0.363=15.791



Довжина нарізної частини барабана (довжина барабана) з запасом в 4 кроки з 2 – х сторін на кріплення розраховується за формулою

L=z∙p+2∙4∙p

де p - крок нарізи барабана. Для барабанів з гладкою зовнішньою поверхнею можна приймати p=(1.1⋯1.15)∙dk.

Тоді для даної задачі при dk=12 мм, p=15 мм

L=15.791∙15+2∙4=244.865 мм

Приймаємо L=2500 мм

Товщину δ стінки барабна встановлюємо за залежністю

δ=0.02∙dбар+6⋯10=0.02∙400+6⋯10=14⋯18 мм

Приймаємо δ=16 мм. Мінімальне знчення δ з технологочних міркувань не повинно бути менше 10 мм.

Перевірку стінок барабана на стиснення виконуємо за формулою

σсж=Fmaxδ∙p≤σ

В якості матеріалу для виготовлення барабана приймаємо сірий чавун марки С425, для якого σ=165 н/мм2

Тоді

σсж=21282.82816∙10=88.678<165 Н/мм2

тобто міцність на стиснення забезпечується.

По заданій залежності вантажопідйомності і режиму роботи підбираємо однорогий литий крюк №13 типу А (Умовні позначення: Заготовка крюка 13А. ГОСТ 6627 – 74).

Механізм підйому вантажу оснащується гальмом постійно замкненого типу, встановлюємо на швидкохідному валу редуктора (між електродвигуном і редуктором).

Розрахунковий гальмівний момент розраховуємо в залежності від статичного крутного моменту на валу двигуна по залежності

Mm=Тдв∙km

де km - коефіцієнт запасу гальмування. Приймається km=2 для середнього рижим роботи.

У даному випадку Mm=156.512∙2=313.024 Н∙м.

В курсовому проектуванні гальмо простіше встановлювати на барабані муфти типу МУВП.

Згідно Mm=313 Н∙м підбираємо: муфта МУВП 1000, де 1000 – крутний момент, який може передати дана муфта. Mm для даної конструкції становить 420 Н·м. Діаметр гальмівного барабана 

Dm=300 мм.

Згідно значення Mm=313 Н∙м і діаметру гальмівного шківа (барабана) Dm=300 мм колодкове гальмо з приводом від електрогідравлічного штовхача. Тип гальма – ТКГ – 300, у якого Dm=300 мм і можливий гальмівний момент Mm=800 Н∙м.

Муфту, що з’єднує вхідний вал редуктора з валом барабана, у курсовому проектуванні рекомендується вибрати типу МЗ – муфту зубчату (ДСТУ 2742 – 94).

Муфти даного типу звичайно підбирають по найбільшому діаметрів кінців, з’єднуваних валом, встановлюють запас міцності і порівнюють його з допустимим. У курсовому проектуванню на початковій його фазі, коли діаметр консолі вихідного вала невідомий, муфту підбираємо по розрахунковому моменту згідно умови

Трасч=Траб∙k1∙k2∙k3≤Ткат

де Траб - крутний момент на вихідниму валі редуктора. У випадку, що розглядається, Траб=Т3=4565.514Н∙м;

k1 - коефіцієнт відповідальності, k1=1.0⋯1.8. Приймаємо для випадку коли поломка муфти приводить до зупинки машин k1=1.0.

k2 - коефіцієнт умов роботи. k2=1.0⋯1.5. Для режиму нерівномірного навантаження приймаємо k2=1.25.

k3 - коефіцієнт умовного зміщення, k3=1.0⋯1.75. Приймаємо для випадку кутового зміщення не більше 0°15´ k3=1.0.

Ткат - крутний момент муфти

Тоді Трасч=4565.514∙1∙1.25∙1=5706.892 Н∙м.

Приймаємо муфт МЗ – 6300 – 80 – І ДСТУ 2742 – 94,

де 6300 – крутний момент, що передається, Н·м;

80 – діаметр посадочного отвору, мм;

І – тип муфти.
2.Розрахунок циліндричних передач

2.1.Розрахунок швидкохідної передачі

Виконати проектний розрахунок закритої циліндричної прямозубої передачі за наступними даними: T1nom=148.75 Н·м; n1=720хв-1; U=5.6; kp=0.55; kd=0.6; tp=9.5років; циклограма навантажень має коефіцієнти: β1=1.5; β2=1; β3=0.8; α1=0.005; α2=0.75; α3=0.249.

Робота зубчатої передачі супроводжується поштовхами значної величини (ЗП).

Строк служби приводу в годинах:

Lh=24∙kd∙365∙kp∙tp=24∙0.6∙365∙0.55∙9.5=27462.6 год.

Числа навантажень зубців шестерні та колеса за строк служби:

Nц1=n1∙60∙Lh=720∙60∙27462.6=11.86∙108

Nц2=Nц1U=11.86∙1085.6=2.119∙108

Для виготовлення зубчастих колі приймаємо такі матеріали:

Шестерні – сталь 40Х (HRC1=38 (HB1=285.5 da Н/мм2); σт1=1380 Н/мм2);

Колеса – сталь 55 (HB2=148.5 da Н/мм2; σт2=1000 Н/мм2).

Граничні числа навантажень для матеріалів шестерні та колеса:

NHlim1=30∙HB12.4=30∙285.52.4=23.47∙106

NHlim2=30∙HB22.4=30∙148.52.4=16.82∙106

Для визначення розрахункового навантаження перевіряємо умову:

α1∙Nц1><0,03∙NHlim1

По циклограмі навантажень α1=0,005. Тоді:

0.005∙11.86∙108>0,03∙23.47∙106→1.13∙106<2.23∙106

Тому розрахунковий крутний момент

T1H=β1∙T1nom=1.5∙148.75=223.12 Н·м

Еквівалентні числа навантажень при цій умові:

NHE1=Nц1∙(α1+α2∙(β2β1)3+α3∙(β3β1)3=

=11.86∙108∙(0.005+0.75∙(11.5)3+0.249∙(0.81.5)3=3.144∙108

NHE2=NHE1U=3.144∙1085.6=5.614∙107

При NHE1>NHlim1 (3.144∙108>23.47∙106) коефіцієнт довговічності

ZN1=20NHlim1NHE1=2023.47∙1063.144∙108=0.878>0.75

Приймаємо ZN1=0.981.

ZN2=20NHlim2NHE2=2016.82∙1065.614∙107=0.942>0.75

Приймаємо ZN2=0.942

Границі контактної витривалості для матеріалів шестерні та колеса визначаємо за таблицею 1.9

σHlim1=2∙HB1+70=2∙285.5+70=641 Н/мм2

σHlim2=2∙HB2+70=2∙248.5+70=567 Н/мм2

При відсутності поверхневого зміцнення поверхонь зубців шестерні та колеса мінімальні коефіцієнти SHmin запасу міцності

SHmin1=SHmin1=1.1

Тоді допустимі контактні напруження для матеріалів зубчастих коліс передачі

σHP1=0.9∙σHlim1SHmin1∙ZN1=0.9∙6411.1∙0.878=460.64 Н/мм2

σHP2=0.9∙σHlim2SHmin2∙ZN2=0.9∙5671.1∙0.942=436.78 Н/мм2

Коефіцієнт ψba ширини зубчастих коліс приймаємо рівним 0.5. тоді коефіцієнт

ψbd1=ψba2∙U+1=0.52∙5.6+1=1.32

Приймаємо kHβ=1.1.

Міжосьову відстань передачі визначаємо за формулою

aw=ka∙(U+1)∙3T1H∙kHβU∙ψba∙σHP2,

де ka=430, а розрахункове допустиме контактне напруження

σHP=0.45∙ σHP1+σHP2=0.45∙460.64+436.78 =403.84 Н/мм2



Тоді міжосьову відстань прямозубої передачі

aw=430∙5.6+1∙3223.12∙1.15.6∙0.5∙403.8412=189.56 мм.

Беручи до уваги наявність поштовхів значної сили (ЗП), які супроводжують роботу передачі, приймаємо

aw=180 мм.

При твердості робочих поверхонь зубців HRC1=38 (HB1=285.5 da Н/мм2) та HB2=248.5 da Н/мм2, прийнятих для вибраних матеріалів шестерні та колеса, модуль m зубчатих коліс

m=0.0125⋯0.025∙aw∙cosβ.

Кут β нахилу зубців попередньо приймаємо рівним 15. Тоді

m=0.0125⋯0.025∙180∙cos15°=3.018⋯6.037 мм

Приймаємо m=4.5 мм

Визначаємо кількість зубців шестерні та колеса.

z1=2∙awm∙(U+1)∙cosβ=2∙1804.5∙(5.6+1)∙cos15°=16.26

z2=z1∙U=16.261∙5.6=89.6

Приймаємо z1=16,z2=90.

Перевіримо відповідність міжосьової відстані aw стандартній.

aw=m2∙cosβ∙z1+z2=4.52∙cos15°∙16+90=187.78≠180 мм

Уточнюємо кут β нахилу зубців шестерні та колеса

β=arccos∙m∙z1+z22∙aw=arccos4.5∙16+902∙180=0.954

Перевіряємо відхилення фактичного передаточного числа від стандартного. Фактичне передаточне число:

Uф=z2z1=9016=5.625

Тоді відхилення

ΔU=Uст-UфUст∙100%=5.6-5.6255.6∙100%=0.4%

що допускається, оскільки ΔU<2.5%.

Параметри зубчастих коліс і передачі.

Ділильні діаметри

d1=m∙z1cosβ=4.5∙160.954=75.472 мм

d2=m∙z2cosβ=4.5∙900.954=424.528 мм

Діаметри вершин зубців

da1=d1+2∙ha=75.472+2∙4.5=84.472 мм

da2=d2+2∙ha=424.528+2∙4.5=433.528 мм

Діаметри западин зубців

df1=d1-2∙hf=75.472+2∙1.25∙4.5=61.409 мм

df2=d2-2∙hf=424.528+2∙1.25∙4.5=410.466 мм

Ширина зубчастих вінців колеса та шестерні

bkbω=ψa∙aw=0.5∙250=100 мм

bш=bk+3⋯5 мм=100+4=104мм

де bω - розрахункова ширина зубчатого вінця.

Лінійна швидкість в полюсі зачеплення

V=ω1∙d12=75.4∙75.472∙10-32=2.845 м/с

Перевірка зубців прямозубих циліндричних коліс на контактну витривалість

Виконати перевірку зубців прямозубих циліндричної зубчастої передачі на контактну витривалість за наступними даними: матеріал шестерні – сталь 40Х, колеса – сталь 55; HB2=248.5 da Н/мм2; T1nom=148.75 Н·м; T=148.75 Н·м; σHP=403.84 Н/мм2; z1=16; z2=90; β=0.954°; U=5.6; m=4.5 мм; d1=75.472 мм; d2=424.528мм; kHβ=1.1; bω=125 мм; ψa=0.5; V=2.84м/с; робота передачі супроводжується поштовхами значної сили (ЗП); кінематична ступінь точності – 7 (nст.т=7).

Фактичне значення контактного напруження на робочих поверхнях зубців зубчастих коліс прямозубої зубчастої передачі визначаємо за формулою

σH=ZE∙ZH∙Zε∙kH∙Ftd1∙U+1U≤σHP

Коефіцієнт механічних властивостей матеріалів ZE=190.

Коефіцієнт ZH форми спряжених поверхонь

ZH=2.5∙cosβ=2.5∙0.954=2.44

Коефіцієнт Zε сумарної довжини контактних ліній

Zε=4-εа3,

де εа - коефіцієнт торцьового перекриття для косозубих коліс

εа=1.88-3.2∙1z1+1z2∙cosβ=1.88-3.2∙116+190∙0.954=1.65

Тоді

Zε=4-εа3=Zε=4-1.653=0.88

Коефіцієнт навантаження дорівнює

kH=kA∙kHβ∙kHV∙kHα

де kA - коефіцієнт зовнішнього навантаження. Для передач, які працюють з поштовхами значної сили, дорівнює 1.75, тобто kA=1.75;

kHβ - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зубця. Згідно завдання kHβ=1.3;

kHV - коефіцієнт внутрішнього навантаження визначаємо за таблицею, по твердості поверхні зубців колеса HB2=248.5 da Н/мм2, лінійній швидкості V=2.845 м/с та заданій степені точності nст.т=7

kHV=1.04

kHα – коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями дорівнює kHα=1.0

Тоді

kH=kA∙kHβ∙kHV∙kHα=1.75∙1.3∙1.04∙1.0=2.366

Тангенціальне зусилля (колова сила) Ft на ділильному діаметрі

Ft=2∙Т1Нd1=2∙223.12∙10375.47=5912.81 Н

Тоді контактне напруження на робочих поверхнях зубців передачі

σH=190∙2.44∙0.88∙2.366∙5912.8175.47∙424.52∙5.6+15.6=557.63 Н/мм2

Контактна витривалість забезпечується, оскільки σH<σHP (557.63 Н/мм2<460.64 Н/мм2)

^ 2.2.Розрахунок тихохідної передачі

Виконати проектний розрахунок закритої циліндричної косозубої передачі за наступними даними: T1nom=799.88 Н·м; n1=128.57хв-1; U=5; kp=0.55; kd=0.6; tp=9.5років; циклограма навантажень має коефіцієнти: β1=1.5; β2=1; β3=0.8; α1=0.005; α2=0.75; α3=0.249.

Робота зубчатої передачі супроводжується поштовхами значної величини (ЗП).

Строк служби приводу в годинах:

Lh=24∙kd∙365∙kp∙tp=24∙0.6∙365∙0.55∙9.5=27462.6 год.

Числа навантажень зубців шестерні та колеса за строк служби:

Nц1=n1∙60∙Lh=720∙60∙27462.6=211.8∙106

Nц2=Nц1U=11.86∙1085.6=423.7∙106

Для виготовлення зубчастих колі приймаємо такі матеріали:

Шестерні – сталь 40Х (HRC1=38 (HB1=285.5 da Н/мм2); σт1=1380 Н/мм2);

Колеса – сталь 55 (HB2=148.5 da Н/мм2; σт2=1000 Н/мм2).

Граничні числа навантажень для матеріалів шестерні та колеса:

NHlim1=30∙HB12.4=30∙285.52.4=23.47∙106

NHlim2=30∙HB22.4=30∙148.52.4=16.82∙106

Для визначення розрахункового навантаження перевіряємо умову:

α1∙Nц1><0,03∙NHlim1

По циклограмі навантажень α1=0,005. Тоді:

0.005∙11.86∙108>0,03∙23.47∙106→1.13∙106<2.23∙106

Тому розрахунковий крутний момент

T1H=β1∙T1nom=1.5∙799.88=1199.82Н·м

Еквівалентні числа навантажень при цій умові:

NHE1=Nц1∙(α1+α2∙(β2β1)3+α3∙(β3β1)3=

=211.8∙106∙(0.005+0.75∙(11.5)3+0.249∙(0.81.5)3=56.1∙106

NHE2=NHE1U=56.1∙1065.6=11.23∙106

При NHE1>NHlim1 (56.1∙106>23.47∙106) коефіцієнт 

довговічності

ZN1=20NHlim1NHE1=2023.47∙10656.1∙106=0.878>0.75

Приймаємо ZN1=0.957.

ZN2=20NHlim2NHE2=2016.82∙10611.23∙106=0.942>0.75

Приймаємо ZN2=1.02

Границі контактної витривалості для матеріалів шестерні та колеса визначаємо за таблицею 1.9

σHlim1=2∙HB1+70=2∙285.5+70=641 Н/мм2

σHlim2=2∙HB2+70=2∙248.5+70=567 Н/мм2

При відсутності поверхневого зміцнення поверхонь зубців шестерні та колеса мінімальні коефіцієнти SHmin запасу міцності

SHmin1=SHmin1=1.1

Тоді допустимі контактні напруження для матеріалів зубчастих коліс передачі

σHP1=0.9∙σHlim1SHmin1∙ZN1=0.9∙6411.1∙0.957=502.08Н/мм2

σHP2=0.9∙σHlim2SHmin2∙ZN2=0.9∙5671.1∙1.02=473.38 Н/мм2

Коефіцієнт ψba ширини зубчастих коліс приймаємо рівним 0.5. тоді коефіцієнт

ψbd1=ψba2∙U+1=0.52∙5.6+1=1.5

Приймаємо kHβ=1.25.

Міжосьову відстань передачі визначаємо за формулою

aw=ka∙(U+1)∙3T1H∙kHβU∙ψba∙σHP2,

де ka=430, а розрахункове допустиме контактне напруження

σHP=0.45∙ σHP1+σHP2=0.45∙502.08+473.38 =438.94Н/мм2

Тоді міжосьову відстань косозубої передачі

aw=430∙5.6+1∙31199.82∙1.255.6∙0.5∙438.942=213.73мм.

Беручи до уваги наявність поштовхів значної сили (ЗП), які супроводжують роботу передачі, приймаємо

aw=224мм.

При твердості робочих поверхонь зубців HRC1=38 (HB1=285.5 da Н/мм2) та HB2=248.5 da Н/мм2, прийнятих для вибраних матеріалів шестерні та колеса, модуль m зубчатих коліс

m=0.0125⋯0.025∙aw∙cosβ.

Кут β нахилу зубців попередньо приймаємо рівним 15. Тоді

m=0.0125⋯0.025∙180∙cos15°=4.829⋯9.659 мм

Приймаємо m=7 мм

Визначаємо кількість зубців шестерні та колеса.

z1=2∙awm∙(U+1)∙cosβ=2∙2247∙(5.6+1)∙cos15°=28.618

z2=z1∙U=28.618∙5=145
Приймаємо z1=29, z2=145.
Перевіримо відповідність міжосьової відстані aw стандартній.

aw=m2∙cosβ∙z1+z2=72∙cos15°∙29+145=218.33≠224 мм

Уточнюємо кут β нахилу зубців шестерні та колеса

β=arccos∙m∙z1+z22∙aw=arccos7∙29+1452∙224=0.979

Перевіряємо відхилення фактичного передаточного числа від стандартного. Фактичне передаточне число:

Uф=z2z1=14529=5

Тоді відхилення

ΔU=U-UфU∙100%=5-55∙100%=0%

що допускається, оскільки ΔU<2.5%.

Параметри зубчастих коліс і передачі.

Ділильні діаметри

d1=m∙z1cosβ=7∙290.979=133.33мм

d2=m∙z2cosβ=7∙1450.979=666.67 мм

Діаметри вершин зубців

da1=d1+2∙ha=133.33+2∙7=142.33мм

da2=d2+2∙ha=666.67+2∙7=675.667 мм

Діаметри западин зубців

df1=d1-2∙hf=133.33+2∙1.25∙7=119.271 мм

df2=d2-2∙hf=675.667+2∙1.25∙7=652.604 мм

Ширина зубчастих вінців колеса та шестерні

bkbω=ψa∙aw=0.5∙400=200 мм

bш=bk+3⋯5 мм=200+4=204 мм

де bω - розрахункова ширина зубчатого вінця.

Лінійна швидкість в полюсі зачеплення

V=ω1∙d12=13.46∙133.33∙10-32=0.898м/с

Перевірка зубців косозубих циліндричних коліс на контактну витривалість

Виконати перевірку зубців косозубої циліндричної зубчастої передачі на контактну витривалість за наступними даними: матеріал шестерні – сталь 40Х, колеса – сталь 55; HB2=248.5 da Н/мм2; T1nom=3840.84 Н·м; T=3840.84 Н·м; σHP=403.84 Н/мм2; z1=20; z2=100; β=0.954°; U=5; m=4.5 мм; d1=94.34 мм; d2=471.69мм; kHβ=1.3; bω=125 мм; ψa=0.5; V=3.56м/с; робота передачі супроводжується поштовхами значної сили (ЗП); кінематична ступінь точності – 7 (nст.т=7).

Фактичне значення контактного напруження на робочих поверхнях зубців зубчастих коліс косозубої зубчастої передачі визначаємо за формулою

σH=ZE∙ZH∙Zε∙kH∙Ftd1∙U+1U≤σHP

Коефіцієнт механічних властивостей матеріалів ZE=190.

Коефіцієнт ZH форми спряжених поверхонь

ZH=2.5∙cosβ=2.5∙0.979=2.47

Коефіцієнт Zε сумарної довжини контактних ліній

Zε=4-εа3,

де εа - коефіцієнт торцьового перекриття для косозубих коліс

εа=1.88-3.2∙1z1+1z2∙cosβ=1.88-3.2∙129+1145∙0.979=1.75

Тоді

Zε=4-εа3=Zε=4-1.753=0.87

Коефіцієнт навантаження дорівнює

kH=kA∙kHβ∙kHV∙kHα

де kA - коефіцієнт зовнішнього навантаження. Для передач, які працюють з поштовхами значної сили, дорівнює 1.75, тобто kA=1.75;

kHβ - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зубця. Згідно завдання kHβ=1.25;

kHV - коефіцієнт внутрішнього навантаження визначаємо за таблицею, по твердості поверхні зубців колеса HB2=248.5 da Н/мм2, лінійній швидкості V=2.845 м/с та заданій степені точності nст.т=7

kHV=1.04

kHα – коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями дорівнює kHα=1.0

Тоді

kH=kA∙kHβ∙kHV∙kHα=1.75∙1.25∙1.04∙1.0=2.28

Тангенціальне зусилля (колова сила) Ft на ділильному діаметрі

Ft=2∙Т1Нd1=2∙1199.82∙103133.33=17997.3 Н

Тоді контактне напруження на робочих поверхнях зубців передачі

σH=190∙2.47∙0.87∙2.28∙1199.82133.33∙200∙5+15=552.36 Н/мм2

Контактна витривалість забезпечується, оскільки σH<σHP (552.36 Н/мм2<502.08 Н/мм2)


^ 3. Розрахунок валів редуктора

3.1.Розрахунок проміжного вала

Вихідні дані для розрахунку вала

Крутний момент на валу Т2Н=799.88 Н·м

Ділильний діаметр шестерні d1=120 мм

Ділильний діаметр колеса d2=290 мм

Кут нахилу зубців колеса β=15.74

Ширина зубчатого вінця шестерні b1=130 мм

Ширина зубчатого вінця колеса b2=100 мм

Складаємо розрахункову схему проміжного вала


Визначаємо зусилля що діють на вал:

Тангенціальне зусилля дорівнює

Ft2=2∙Т2Нd2=2∙715.18∙103290=4932.3 Н

Ft1=2∙Т2Нd1=2∙715.18∙103120=11919.7 Н
Радіальне зусилля дорівнює

Fr2=Ft2∙tanαcosβ=4932.3∙tan20°cos15.74°=1865.1 Н

Fr1=Ft1∙tanα=11919.7∙tan20°=4338.4 Н

Осьове зусилля

Fa2=Ft2∙tanβ=4932.3∙tan15.74°=1390.1 Н



Визначаємо відстань між розрахунковими перерізами валу.

Центрами опор валу являються середини підшипників кочення.

Приймаємо - ширина підшипників bп=30 мм

відстань від торців маточини деталі до внутрішніх стінок редуктора а1=10 мм

відстань між торцями зубчастих коліс на валу с1=10 мм

підшипники встановлені в корпусі редуктора на відстань к=5 мм.

Тоді

а=bп2+к+а1+b22=302+5+10+1002=80 мм

b=b22+с1+b12=1002+10+1302=125 мм

а=bп2+к+а1+b12=302+5+10+1302=95 мм

Відстань між опорами валу, L=а+ b+с=80+125+95=300мм

Розміщуємо діючі зусилля у вертикальних та горизонтальних площинах.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у вертикальній площині.

Для визначення реакцій в опорі В записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори А

MА=-Fr2∙a-Fa2∙d12+Fr2∙a+b-RBB∙(a+b+c)=0

звідки реакція опори В.

RВB=-Fr2∙a-Fa2∙d12+Fr2∙a+b-RBBa+b+c=

=-1865.1∙80-1390.1∙2902+4338.4∙(80+125)300=1795.3 Н

Для визначення реакції в опорі А записуємо рівняння суми всіх сил

F=-RAB-Fr2+Fr1-RBB

звідси реакція опори А.

RАB=-Fr2+Fr1-RВB=-1865.1+4338.4-1795.3=678 Н

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах

На опорі А

MAB=0 Н∙мм



В перерізі 1 з ліва

M1лівB=-RAB∙а=-678∙80=-54.2∙103 Н∙мм

В перерізі 1 з права

M1прB=-RAB∙а+Fa2∙d12=-678∙80+1390.1∙2902=147.3∙103 Н∙мм

На опорі В

MВB=0 Н∙мм

В перерізі 2

M2B=-RВB∙с=-170.6∙103 Н∙мм

Будуємо епюру згинаючих моментів для вертикальної площини.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у горизонтальній площині.

Для визначення реакцій в опорі А записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори В.

MB=-RAГ∙a+b+с+Ft1∙(b+с)+Ft1∙с=0

Звідки реакція опори А.

RAГ=Ft1∙b+с+Ft1∙сa+b+с=

=4932.3∙125+95+11919.7∙95300=7643.3 Н

Для визначення реакції в опорі В записуємо рівняння суми всіх сил

F=RAГ-Ft2-Ft1+RBГ

звідси реакція опори В.

RBГ=Ft2+Ft1-RAГ=4932.3+11919.7-7391.6=1669 Н

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах.

На опорі А.

MAГ=0 Н∙мм

В перерізі 1.

M1Г=-RВГ∙b=-1669∙220=-367.2∙103 Н∙мм

В перерізі 2.

M2Г=FM∙c=1357.1∙100=135.7∙103 Н∙мм

На опорі В.

MВГ=0 Н∙мм

Будуємо епюру згинаючих моментів для горизонтальної площини.



Визначаємо реакції опор валу від сил, які діють на деталі насаджені на вал.

На опорі А.

RA=RAB2+RAГ2=6782+7391.62=7422.6 H

На опорі В.

RВ=RВB2+RВГ2=1795.32+9460.42=9629.2 H

Визначаємо сумарні згинаючі моменти.

В перерізі 1 з ліва.

M1лів сум=M1лівB2+M1Г2=(-54.2)2+591.32=593.8∙103 Н∙мм

В перерізі 1 з права.

M1пр сум=M1прB2+M1Г2=147.32+591.32=609.4∙103 Н∙мм

В перерізі 2.

M2 сум=M2B2+M2Г2=(-170.6)2+898.72=914.7∙103 Н∙мм

Будуємо епюру сумарних згинаючих моментів, які діють на даний вал.

Крім згинаючих моментів вал також навантажений крутним моментом.

Т1Н=715.18∙103 Н∙мм

Будуємо епюру крутних моментів.

Визначаємо приведені моменти, що діють на вал.

В перерізі 1 з права.

M1лівприв=M1лів сум=593.8∙103 Н∙мм

В перерізі 1 з ліва.

M1прприв=M1пр сум2+Т1Н=609.42+715.182=939.6∙103 Н∙мм

В перерізі 2 з ліва.

M2лівприв=M2лів сум2+Т1Н=914.72+715.182=1161.1∙103 Н∙мм

В перерізі 2 з права.

M2прприв=M2 сум=914.7∙103 Н∙мм

Будуємо епюру приведених моментів.



Дана епюра показує, найбільше навантаження, де приведений момент.

Mmaxприв=1161.1∙103 Н∙мм

Мінімальний діаметр валу, приймаючи що вал виготовлюється зі сталі 45 σFp=170 Н/мм2 термообробка поліпшення, дорівнює:

dmin=1.15∙3Mmaxприв0.1∙σFp=1.15∙311611000.1∙170=47 мм

Приймаємо діаметр dmin=48 мм.
^ 3.2.Розрахунок вхідного вала

Вихідні дані для розрахунку вала

Крутний момент на валу Т1Н=346.05 Н·м

Ділильний діаметр шестерні d1=87 мм

Параметри муфти Dm=170

Кут нахилу зубців шестерні β=15.74

Складаємо розрахункову схему вихідного вала
Визначаємо зусилля що діють на вал:

Тангенціальне зусилля дорівнює

Ft1=2∙Т1Нd1=2∙346.05∙10387=7955.2 Н

Радіальне зусилля дорівнює

Fr1=Ft1∙tanαcosβ=7955.2∙tan20°cos15.74°=3008.3 Н

Осьове зусилля

Fa1=Ft1∙tanβ=7955.2∙tan15.74°=2242.1 Н

Зусилля з боку муфти

FM1=23∙Т1НDm=23∙346.05∙103170=1357.1 Н



Визначаємо відстань між розрахунковими перерізу валу. Центрами опор валу являються середини підшипників кочення.

Приймаємо - відстань а=80 мм

- відстань b= b+с=125+95=220мм

- відстань с=100мм

Відстань між опорами валу L=а+ b+с=80+220+100=400мм

Розміщуємо діючі зусилля у вертикальних та горизонтальних площинах.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у вертикальній площині.

Для визначення реакцій в опорі А записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори В

MB=RAB∙(a+b)-Fr1∙b+Fa1∙d12=0

звідки реакція опори А.

RAB=Fr1∙b+Fa1∙d12(a+b)=3008.3∙220-2242.1∙872300=1881 Н

Для визначення реакції в опорі В записуємо рівняння суми всіх сил

F=-RAB+Fr1-RBB

звідси реакція опори В.

RBB=Fr1-RAB=3008.3-1881=1127.3 Н

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах

На опорі А

MAB=0 Н∙мм

В перерізі 1 з ліва

M1лівB=-RAB∙а=-1881∙80=-150.5∙103 Н∙мм

В перерізі 1 з права

M1прB=-RВB∙b=-1127.3∙220=-248∙103 Н∙мм

На опорі В

MВB=0 Н∙мм

В перерізі 2

M2B=0 Н∙мм

Будуємо епюру згинаючих моментів для вертикальної площини.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у горизонтальній площині.



Для визначення реакцій в опорі А записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори В.

MB=-FM∙a+b+c+RAГ∙a+b-Ft1∙b=0

Звідки реакція опори А.

RAГ=FM∙a+b+c+Ft1∙ba+b=

=1357.1∙80+200+100+7955.2∙220300=7643.3 Н

Для визначення реакції в опорі В записуємо рівняння суми всіх сил

F=FM-RAГ+Ft1-RBГ

звідси реакція опори В.

RBB=FM-RAГ+Ft1=1357.1-7643.3+7955.2=1669 Н

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах.

На опорі А.

MAГ=0 Н∙мм

В перерізі 1.

M1Г=-RВГ∙b=-1669∙220=-367.2∙103 Н∙мм

В перерізі 2.

M2Г=FM∙c=1357.1∙100=135.7∙103 Н∙мм

На опорі В.

MВГ=0 Н∙мм

Будуємо епюру згинаючих моментів для горизонтальної площини.

Визначаємо реакції опор валу від сил, які діють на деталі насаджені на вал.

На опорі А.

RA=RAB2+RAГ2=18812+7643.32=7871.4 H

На опорі В.

RВ=RВB2+RВГ2=1127.32+16692=2014 H

Визначаємо сумарні згинаючі моменти.

В перерізі 1 з ліва.

M1лів сум=M1лівB2+M1Г2=150.52+367.22=396.8∙103 Н∙мм

В перерізі 1 з права.

M1пр сум=M1прB2+M1Г2=2482+367.22=443.1∙103 Н∙мм

В перерізі 2.

M2 сум=M2Г=135.7∙103 Н∙мм

Будуємо епюру сумарних згинаючих моментів, які діють на даний вал.

Крім згинаючих моментів вал також навантажений крутним моментом.

Т1Н=346.05∙103 Н∙мм

Будуємо епюру крутних моментів.

Визначаємо приведені моменти, що діють на вал.

В перерізі 1 з права.

M1прприв=M1пр сум=443.1∙103 Н∙мм

В перерізі 1 з ліва.

M1лівприв=M1лів сум2+Т1Н=396.82+346.052=526.5∙103 Н∙мм

В перерізі 2 з ліва.

M2лівприв=M2лів сум2+Т1Н=135.72+346.052=371.7∙103 Н∙мм

В перерізі 2 з права.

M2прприв=Т1Н=346.05∙103 Н∙мм

Будуємо епюру приведених моментів.

Дана епюра показує, найбільше навантаження, де приведений момент.

Mmaxприв=526.5∙103 Н∙мм

Мінімальний діаметр валу, приймаючи що вал виготовлюється зі сталі 45 σFp=170 Н/мм2 термообробка поліпшення, дорівнює:

dmin=1.15∙3Mmaxприв0.1∙σFp=1.15∙35265000.1∙170=36 мм


^ 3.3.Розрахунок вихідного вала

Вихідні дані для розрахунку вала

Крутний момент на валу Т3=2170.25 Н·м

Ділильний діаметр шестерні d2=380 мм

Складаємо розрахункову схему вихідного вала





Визначаємо зусилля що діють на вал:

Тангенціальне зусилля дорівнює

Ft2=2∙Т3d2=2∙2170.25∙103380=5711.2 Н

Осьове зусилля

Fr2=Ft2∙tanα=5711.2∙tan20°=2078.7 Н

Зусилля з боку муфти

FM2=0.2∙Т3m∙z=0/2∙2170.25∙10340∙3=3617.1 Н

Визначаємо відстань між розрахунковими перерізу валу. Центрами 

опор валу являються середини підшипників кочення.

Приймаємо - відстань а= b+а=125+80=205мм

- відстань b= 95

- відстань с=100мм

Відстань між опорами валу L=а+ b+с=205+95+100=400мм

Розміщуємо діючі зусилля у вертикальних та горизонтальних площинах.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у вертикальній площині.

Для визначення реакцій в опорі А записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори В

MB=-RAB∙(a+b)+Fr2∙b=0

звідки реакція опори А.

RAB=Fr1∙b(a+b)=2078.7∙95300=658.3 Н

Для визначення реакції в опорі В записуємо рівняння суми всіх сил

F=RAB-Fr2+RBB

звідси реакція опори В.

RBB=Fr2-RAB=2078.7-658.3=1420.4 Н

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах

На опорі А

MAB=0 Н∙мм

В перерізі 1 з ліва

M1лівB=RAB∙а=658.3∙205=135∙103 Н∙мм

В перерізі 1 з права

M1прB=RВB∙b=1420.4∙95=135∙103 Н∙мм

На опорі В

MВB=0 Н∙мм

В перерізі 2

M2B=0 Н∙мм

Будуємо епюру згинаючих моментів для вертикальної площини.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у горизонтальній площині.

Для визначення реакцій в опорі А записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори В.

MB=-FM∙c+RAГ∙a+b-Ft2∙b=0

Звідки реакція опори А.

RAГ=FM∙c+Ft1∙ba+b=3617.1∙100+5711.2∙95300=3014.2 Н

Для визначення реакції в опорі В записуємо рівняння суми всіх сил

F=FM-RAГ+Ft2-RBГ

звідси реакція опори В.

RBB=FM-RAГ+Ft1=3617.1-3014.2+5711.2=6314.1 Н

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах.

На опорі А.

MAГ=0 Н∙мм

В перерізі 1.

M1Г=-RAГ∙a=-3014.2∙205=-617.9∙103 Н∙мм

В перерізі 2.

M2Г=FM∙c=3617.1∙100=361.7∙103 Н∙мм

На опорі В.

MВГ=0 Н∙мм

Будуємо епюру згинаючих моментів для горизонтальної площини.

Визначаємо реакції опор валу від сил, які діють на деталі насаджені на вал.

На опорі А.

RA=RAB2+RAГ2=658.32+3014.22=3085.2 H

На опорі В.

RВ=RВB2+RВГ2=1420.42+6314.12=6471.9 H

Визначаємо сумарні згинаючі моменти.

В перерізі 1 з ліва.

M1лів сум=M1лівB2+M1Г2=1352+617.92=632.5∙103 Н∙мм

В перерізі 1 з права.

M1пр сум=M1лів сум=632.5∙103 Н∙мм

В перерізі 2.

M2 сум=M2Г=361.7∙103 Н∙мм



Будуємо епюру сумарних згинаючих моментів, які діють на даний вал.

Крім згинаючих моментів вал також навантажений крутним моментом.

Т1Н=346.05∙103 Н∙мм

Будуємо епюру крутних моментів.

Визначаємо приведені моменти, що діють на вал.

В перерізі 1 з права.

M1лівприв=M1лів сум=632.5∙103 Н∙мм

В перерізі 1 з ліва.

M1прприв=M1лів сум2+Т3=632.52+2170.252=2260.5∙103 Н∙мм

В перерізі 2 з ліва.

M2лівприв=M2 сум2+Т1Н=361.72+2170.252=2200.2∙103 Н∙мм

В перерізі 2 з права.

M2прприв=Т3=2170.25∙103 Н∙мм

Будуємо епюру приведених моментів.

Дана епюра показує, найбільше навантаження, де приведений момент.

Mmaxприв=2260.5∙103 Н∙мм

Мінімальний діаметр валу, приймаючи що вал виготовлюється зі сталі 45 σFp=170 Н/мм2 термообробка поліпшення, дорівнює:

dmin=1.15∙3Mmaxприв0.1∙σFp=1.15∙322605000.1∙170=58.7 мм

Приймаємо діаметр dmin=62 мм.



^ 4. Розрахунок та вибір підшипників

5.1. Розрахунок та вибір підшипників для вхідного вала

Частота обертання n=720 хв-1

Тривалість експлуатації Lh=27462.6 год

Реакції на опорах валу, Н RA=7871.4, RB=2014, Fa=2242.1.

Мінімальний діаметр вала dmin=36 мм

Приймаємо номінальний кут контакту 14 і визначаємо по таблиці коефіцієнти X=0.4 Y=0.4·ctgα=0.4·ctg14=1.6

Приймаючи, що підшипники валу встановлені по схемі Х, визначаємо осьові складові реакції опор.

SA=0.5Y∙RA=0.51.6∙7871.4=2459.8 H

SB=0.5Y∙RB=0.51.6∙2014=629.4 H

Визначаємо сумарні осьові зусилля, що діють на лівій та правій опорі, та осьові розрахункові зусилля для підшипників за схемою.

Тоді для опори А.

FA=-Fa+SB-SA=-2242.1+629.4-2459.8=-4072.5 H

FaA=SA=2459.8 H

Тоді для опори В.

FB=Fa-SB+SA=2242.1-629.4+2459.8=4072.5 H

FaA=SA+SB=2459.8+629.4=3089.2 H

Приймаємо:

коефіцієнт обертання V=1.0

температурний коефіцієнт Kt=1.0

коефіцієнт безпеки Kσ=1.3

Тоді еквівалентне навантаження.

PA=x∙V∙RA+Y∙FaA∙Kt∙Kσ=

=0.4∙1.0∙7871.4+1.6∙2459.8∙1.0∙1.3=6.21k Н

Визначаємо базове динамічне навантаження для підшипника опори А.



C=P∙3Lh∙n16666=6.2∙313490.4∙69516666=53.68 kH

За таблицями вибираємо підшипник №407, для якого d=30 мм, С=55.3 кН.

Визначаємо відношення.
FaAV∙RA=2459.81.0∙7871.4=0.31>e=0.24

Розрахунки слід повторити прийнявши: X=0.56 Y=1.80

Тоді

PA=x∙V∙RA∙Kt∙Kσ=0.4∙1.0∙7871.4∙1.0∙1.3=6.2 кН

^ 5.1. Розрахунок та вибір підшипників для проміжного вала

Частота обертання n=148.75 хв-1

Тривалість експлуатації Lh=27462.4 год

Реакції на опорах валу, Н RA=7422.6, RB=9629.2, Fa=1390.1.

Мінімальний діаметр вала dmin=48 мм

Приймаємо роликові підшипники як опори даного валу.

Приймаємо номінальний кут контакту 14 і визначаємо по таблиці коефіцієнти X=0.4 Y=0.4·ctgα=0.4·ctg14=1.6

Приймаючи, що підшипники валу встановлені по схемі Х, визначаємо осьові складові реакції опор.

SA=0.5Y∙RA=0.51.6∙7422.6=2319.6H

SB=0.5Y∙RB=0.51.6∙9629.2=3009.1 H

Визначаємо сумарні осьові зусилля, що діють на лівій та правій опорі, та осьові розрахункові зусилля для підшипників за схемою.

Тоді для опори А.

FA=Fa+SB-SA=1390.1+3009.1-2319.6=2079.6 H

FaA=Fa+SA=1390.1+3009.1=4399.2 H

Тоді для опори В.

FB=-Fa-SB+SA=-1390.1-3009.1+2319.6=-2079.6 H

FaA=SB=3009.1 H

Приймаємо:

коефіцієнт обертання V=1.0



температурний коефіцієнт Kt=1.0

коефіцієнт безпеки Kσ=1.3

Тоді еквівалентне навантаження.

PA=x∙V∙RA+Y∙FaA∙Kt∙Kσ=

=0.4∙1.0∙7422.6+1.6∙4399.2∙1.0∙1.3=13010.1 НPВ=x∙V∙RВ+Y∙FaВ∙Kt∙Kσ=

=0.4∙1.0∙9629.2+1.6∙3009.1∙1.0∙1.3=11266.1 Н

Р=РА=13010.1 Н=13.01 кН

Визначаємо базове динамічне навантаження для підшипника опори А.

C=P∙3.3Lh∙n16666=13.01∙3.313490.4∙195.7716666=60.4 kH

За таблицями вибираємо підшипник №408, для якого d=40 мм, С=63.7 кН.

Визначаємо відношення.

FaAV∙RA=4399.21.0∙7422.6=0.59>e=1.5∙tgα=0.37

^ 5.1. Розрахунок та вибір підшипників для вихідного вала

Частота обертання n=61.95 хв-1

Тривалість експлуатації Lh=27462.6 год

Реакції на опорах валу, Н RA=3085.2, RB=6471.9.

Мінімальний діаметр вала dmin=60 мм

Приймаємо шарикові підшипники як опори даного валу.

Приймаємо коефіцієнти X=1.0 Y=0

Тоді

PA=x∙V∙RA∙Kt∙Kσ=0.4∙1.0∙6471.9∙1.0∙1.3=8.41 кН

Визначаємо базове динамічне навантаження для підшипника опори А.

C=P∙3Lh∙n16666=8.41∙313490.4∙61.9516666=60.4 kH

За таблицями вибираємо підшипник №310, для якого d=50 мм, С=61.8 кН.

^ 6. Розрахунок та вибір шпонок

6.1. Розрахунок та вибір шпонок вхідного вала

Крутний момент на валу Т=346.05 Н·мм

Діаметр валу d=36 мм

Ширина шестерні L=104 мм

З таблиці визначаємо для d=36 мм параметри перерізу b=10 мм, h=8 мм

Матеріалом для виготовлення шпонки приймаємо сталь 15 з допустимим напруженням згину σзм=185 Н/мм2

Тоді розрахункова довжина шпонки.



l=4∙Tkpd∙h∙σзм=4∙346.05∙10336∙8∙185=26 мм

Приймаємо фактичну довжину.

l=L-3⋯5=104-4=100 мм
^ 6.1. Розрахунок та вибір шпонок проміжного вала

Крутний момент на валу Т=799.75 Н·мм

Діаметр валу d=48 мм

Ширина шестерні L=100 мм

З таблиці визначаємо для d=48 мм параметри перерізу b=14 мм, h=9 мм

Матеріалом для виготовлення шпонки приймаємо сталь 15 з допустимим напруженням згину σзм=185 Н/мм2

Тоді розрахункова довжина шпонки.

l=4∙Tkpd∙h∙σзм=4∙715.18∙10348∙9∙185=36 мм

Приймаємо фактичну довжину.

l=L-3⋯5=100-4=96 мм


Список використаної літератури
^ 1.Малащенко В.О., Янків В.В. Деталі машин. Курсове проектування: Навчальний посібник.- Львів: «Новий світ - 2000»,2006.- 252с.

2 .Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов. Учебное пособие. -К.: Вища школа, 1990. - 151с.

^ 3.Дем’янюк В.А. Деталі машин і основи конструювання. Конспект лекцій. -К.: НТУ, 2007. - 228с.

4. Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання. Робоча програма, завдання на курсовий проект і методичні вказівки до їх виконання. Укл. М.П. Шукшин, В.В. Мороз. - Київ, НТУ, 2006,-64с.

5.Методичні вказівки до розрахунку силових і кінематичних параметрів приводів в курсовому проектуванні з дисциплін «Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання». Укл. М.П. Шукшин, С.В. Ковбасенко, В.М. Опарін. - Київ, НТУ, 2005,-97с.

6.Методичні вказівки до розрахунку циліндричних зубчастих передач в курсових проектах з дисциплін «Деталі машин», «Деталі машин і основи конструювання» і «Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання». / Укл. Шукшин М.П., Матейчик В.П., Павлюк Р.Г., Левківський С.А. –Київ: НТУ, 2007 -68с.

7.Методичні вказівки до розрахунку валів і підшипників кочення редукторів загального призначення в курсовому проектуванні. /Укл. Шукшин М.П., Павлюк Р.Г., - Київ: НТУ, 2001 – 74с.





Скачать файл (694.5 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru