Привод электрической лебёдки

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.


ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ.





Условия эксплуатации.



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



Срок службы приводного устройства.



Срок службы: 

Lh= 365*Кгод*Ксут    ,где 

Lr= 7 лет – срок службы привода, 

Кгод = 0,75,

Ксут = 0,64 ,

Lh=365*7*24*0,75*0,64 =29350 часов.

Рабочий ресурс привода принимаем Lh= 30000 часов.



ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА.



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.

Ррм=F*V – требуемая мощность рабочей машины.

Ррм=F*V=1000*0,17=170 Вт,

=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.

Рдв= Ррм/ - требуемая мощность двигателя.

Рдв=0,17/0,88=0,19 кВт.

Рном> Рдв – номинальная мощность двигателя.

По табл. K9. выбираем двигатель: 4ААМ63В6У3.

Рном= 0,25 кВт, nном= 890 об/мин.



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:

nрм=60000*V/(*D) – частота вращения приводного вала рабочей машины.

Где – D диаметр барабана,

nрм=60000*0,17/(*200)= 16,2 об/мин. 




U= nном/ nрм – общее передаточное число привода.

U= 890/16,2 = 55

Передаточные отношения ступеней привода.

Uзп=20 - передаточное число червячной передачи, назначено исходя из рекомендаций
в табл. 2.3.

Uоп=U/ Uзп - передаточное число открытой клиноременной передачи.

Uоп= 55 / 20 = 2,75

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.



Рном= 0,25 кВт – мощность двигателя,

Р1= Рном*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,

Рб.= Р2*м.*п.к.= 0,22*0,98 = 0,21 кВт – мощность на барабане электрической лебедки,



nном=890 об/мин – число оборотов двигателя,

n1= nном/Uр.п. = 890/2,75=324 об/мин - число оборотов быстроходного вала,

n2= n1/ Uз.п. = 324/20=16,2 об/мин - число оборотов тихоходного вала,

nб.= n2 = 16,2 об/мин - число оборотов барабана электрической лебедки,



ном= *nном/30 = 3,14*890/30 = 93,2 с-1 – угловая скорость вала двигателя,

1=ном /Uр.п. =93,2/2,75 = 33,9 с-1 – угловая скорость быстроходного вала,

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

б.=2 = 1,7 с-1 – угловая скорость барабана электрической лебедки,



Тдв= Рдв/ном= 250/93,2 = 2,7 Н*м – вращающий момент на валу двигателя,

Т1= Тдв*Uр.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* Uз.п.*з.п.*п.к.= 7,5*20,0*0,92*0,995 = 129 Н*м - вращающий момент на тихоходном валу,

Тб.= 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; nном=890 об/мин; Pном=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






ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ. (2, стр.51)



Червячная передача



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.

Допускаемые контактные напряжения при расчётах на прочность определяются по коэффициенту долговечности:

- коэффициент долговечности.

NHO1=25*106 – число циклов перемены напряжений для червяка, соответствующее пределу выносливости (табл. 3.3),

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

Так как N1 больше NHO1 соответственно, то KHL1=1.

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

[]Н01=1,8* НВ1ср+67=1,8*285+67=580 Н/мм2 – червяка,

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев червяка:

[]Н1= KHL1*[]Н01=1*580=580 Н/мм2,

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

- коэффициент долговечности.

NFO1=4*106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующие пределу выносливости.

Так как N1 больше NFO1 соответственно, то KFL1=1.

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

[]F01=1,3* НВ1ср=1,03*285=294 Н/мм2 – червяка,

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

[]F1= KFL1*[]F01=1*294=294 Н/мм2,

Составляем табличный ответ:



Элемент передачи

Марка стали

Dпред

Термообработка 

НВ1ср

[]Н

[]F





Sпред





Н/мм2

Червяк

40ХН

200

Улучшение 

285

580

294




	Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения и производится по табл. 3.5. Скорость скольжения vS 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* vS=175–35*0,74=149 Н/мм2,

[]F=0,12*в* KFL,

- коэффициент долговечности при расчете на изгиб,

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

NFO2=4*106 – число циклов перемены напряжений для всех материалов, соответствующие пределу выносливости,

Так как N2 больше NFO2 соответственно, то KFL=1,

[]F= 0,12*в* KFL =0,12*355*1=43 Н/мм2.

Составляем табличный ответ:



Элемент передачи

Марка материала

Dпред

Способ отливки 

[]Н

[]F





Sпред



Н/мм2

Колесо

червячное

СЧ18

400

Литье в землю

149

43








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



Расчёт червячной передачи.



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.

aw= 125 мм.



Выбрать число витков червяка z1 :

Принимаем z1=2, т.к. передаточное число редуктора 20,0 (2, стр. 74), 



Число зубьев червячного колеса: зубьев,



Модуль зацепления: m = (1,5…1,7)*аw/z2 = 1,5*125/40 = 4,68



Полученное значение модуля  округляем в большую сторону до стандартного: m =5,



Определяем из условия жесткости коэффициент диаметра червяка: 

q= (0,212…0,25)*z2 = 0,25*40=10

Определяем коэффициент смещения инструмента х:



По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается в диапазоне  -1 х  +1. Условие выполняется.

Определяем фактическое передаточное число Uф и проверяем его отклонение U от заданного U: Uф=z2/z1=40/2,0=20,0

U= Uф- Uзп/ Uзп*100%4 % - отклонение от заданного передаточного числа.

U= 20,0-20,0/ 20*100% = 0 % - выполняется.

Определяем фактическое значение межосевого расстояния: aw=0,5*m*(q+z2+2*x) = 0,5*5*(10+40+2*0) = 125 мм – фактическое межосевое расстояние.



Определяем основные геометрические параметры передачи:



а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр d1=q*m=10*5=50,0 мм,

начальный диаметр dw1=m*(q+2*x)=5*(10+2*0)=50,0 мм,

диаметр вершин витков da1= d1+2*m=50,0+2*5=60,0 мм,

диаметр впадин витков df1= 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=  dw2=m*z2=5*40=200 мм,

диаметр вершин зубьев dа2= d2+2*m*(1+x)=200+2*5*(1+0)=210,0 мм,

наибольший диаметр колеса dam2 da2+6*m/(z1+2)=210,0+6*5/(2+2)=217,5 мм,

диаметр впадин зубьев df2= d2-2*m*(1,2-x)=200-2*5*(1,2-0)=188,0 мм,

ширина венца при z1=4 b2=0,315*aw=0,315*125=39,3 мм,

радиусы закруглений зубьев

 Ra=0,5*d1-m=0,5*50,0-5=20,0 мм,

 Rf=0,5*d1+1,2*m=0,5*50,0+1,2*5=31,0 мм,

условный угол обхвата червяка венцом колеса

sin =b2/( da1-0,5*m)=39,3/(60,0-0,5*5)=0,62

=38,76






ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ.



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,



Проверяем контактные напряжения:



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

 м/с,

К=1, при v3 м/с,



Ft2= 2*Т2*103/d2 = 2*129000/200 = 1290 Н – окружная сила в зацеплении,

Н/мм2 – условие выполняется.

Проверяем напряжения изгиба:



- эквивалентное число зубьев колеса,

YF2=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 aw



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 dw1

вершин витков da1

впадин витков df1



Диаметры колеса:

делительный d2

вершин зубьев dа2

впадин зубьев df2

наибольший dam2









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)



Выбор сечения ремня производим по номограмме в зависимости от мощности двигателя его частоты вращения.

Тип ремня: Б.

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива в зависимости от вращающего момента на валу двигателя (табл. 5.4).

d1min=100 мм. 

В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром на 1…2 порядка выше минимально допустимого. 

Принимаем d1=125 мм.

d2= d1*Uоп*(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.

Фактическое передаточное число: .

U= Uф- Uоп/ Uоп*100 %3 % - отклонение от заданного передаточного числа.

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

а0,55*(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.

Расчётная длина ремня: 

мм.

Округляем до ближайшего стандартного: l=1000 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:



мм.

Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива: 1=180-57*(d2-d1)/а.

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

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.

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.

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнём: [P]n=[Pо]*Ср*С*Сl*Cz.

[Pо]=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.

z=Рном/[P]n – количество клиновых ремней.

z=0,25/2,1=0,12, примем 2 ремня.

Сила предварительного натяжения: .

 Н,

Ft=Рном*103/V=0,25*1000/7,5=33 Н – окружная сила.

Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей: 

Н,

Н.

Fоп=2*Fо*sin(/2) – сила давления на вал.

Fоп=2*17*sin(135/2)=32 Н.




ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ.



Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви.

max=1+и+v[]p.

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

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

и=Еи*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

Fоп







0,015



125



355





17





32






НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.



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





Силы в зацеплении

Значение силы



На червяке

На колесе

Окружная 

Ft1= 2*Т1*103/d1 =2*7500/50,0 

Ft1=300 Н

Ft2=2*Т2*103/d2=2*129000/200=1290 Н

Радиальная

Fr1= Fr2=469 Н

Fr2= Ft2*tg()=1290*tg(20)=469 Н

Осевая

Fа1= Ft2=1290 Н

Fa2= Ft1=300 Н





Определение консольных сил. (2, стр.99)





Вид открытой передачи

Значение силы



Характер силы по направлению

На тихоходном валу редуктора

Муфта

Радиальная

Fм=125*Т1=125*129=1420 Н




ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА.



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.



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.



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= dдв=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






Предварительный выбор подшипников качения.(2,табл.К29).



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.

Выбираем типоразмер подшипников:

Быстроходный вал: 7305,

Тихоходный вал:7208 .

Основные параметры:

7305: d=25 мм, D=62 мм, Т=18,5 мм, Cr=29,6 кН, Cor=20,9 кН,

7208: d=40 мм, D=80 мм, Т=20,0 мм, Cr=42,4 кН, Cor=32,7 кН,




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



Определение реакций опор.



БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ.

Вертикальная плоскость.

А) Определяем опорные реакции.

М3=0, 

Ray*(a+b) – Ft1*b + Fa1*d1/2= 0,

Ray= (Ft1* b – Fa1*d1/2)/ (a+b) = (300*0,12 – 1290*0,050/2)/0,24 = 16 Н

М1=0, 

-Rвy*(a+b) + Ft1*a + Fa1*d1/2 = 0,

Rвy= (Ft1* a + Fa1*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.

Му1= Мy4  =0 Н*м, Мy2= Ray*a= 16*0,12= 2 Н*м, 

Мy2= Ray*a + Fa1*d1/2= 16*0,12 + 1290*0,050/2= 34 Н*м.



Горизонтальная плоскость.

А) Определяем опорные реакции.

М3=0, 

Rax*(a+b) + Fr1*b + Fоп*с = 0,

Raх= (- Fr1*b – Fоп*с) /(a+b) = (-469*0,12 - 32*0,06)/0,24 = -243 Н

М1=0, 

-Rвx*(a+b) – Fr1*a + Fоп*(a+b+c) = 0,

Rвх= (- Fr1*a + Fоп*(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.

Мx1=0 Н*м, Мx4=0 Н*м, Мx2= Rax* a= - 243*0,12= -29 Н*м, 

Мx3= - Fоп*с= - 32* 0,06= -2 Н*м, 

Строим эпюру крутящих моментов.

Мкр= Fr1*d1/2= 469*0,050/2= 12 Н*м,

Определяем суммарные радиальные реакции.

 Н.

 Н.

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.

		 Н*м,

		 Н*м. 

	


ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ.

Вертикальная плоскость.



А) Определяем опорные реакции.

М4=0, 

Ray*(b+c) – Fa2*d2/2 – Fr2*c = 0,

Ray = (Fa2*d2/2 + Fr2 *c)/ (b+c) = (300*0,200/2 + 469*0,10)/0,16 = 481 Н

М2=0, 

– Fа2*d2/2 + Fr2*b – Rby*(b+c) = 0,

Rby= (- Fa2*d2/2 +Fr2*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.

Му1= 0 Н*м,

Мy2 = 0 Н*м,

Мy3= Rby*c = -12*0,1= - 1,2 Н*м, 

Мy3= Rby*c - Fa2*d2/2 = - 12*0,1 – 300*0,200/2 = - 31,2 Н*м,

Му4= 0 Н*м,



Горизонтальная плоскость.

А) Определяем опорные реакции.

М4=0, 

Rax*(b+c) + Fм*(a+b+c) – Ft2*c = 0,

Raх= (- Fм*(a+b+c) +Ft2*c) /(b+c) = (-1420*(0,08+0,06+0,10)+1290*0,10)/0,16 = -1325 Н

М2=0, 

-Rвx*(b+c)+Ft2*b+Fм*a = 0,

Rвх= (Ft2*b + Fм*a)/ (b+c) = (1290*0,06 + 1420*0,08)/0,16 = 1195 Н



Б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях.

Мx1=0 Н*м, Мx4=0 Н*м,

Мx2= Fм*a = 1420*0,08 = 114 Н*м, 

Мx3= Rbx* c = 1195*0,1 = 120 Н*м, 



Строим эпюру крутящих моментов.

Мкр. = Ft2*d2/2 = 1290*0,200/2 = 129 Н*м,



Определяем суммарные радиальные реакции.

 Н.

 Н.




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: CrpCr.





ПОДШИПНИК 7305 ГОСТ 27365-87.

m=3,33 – показатель степени для роликовых подшипников,

n=324 об/мин – число оборотов быстроходного вала,

Fa=1290 H-осевая сила в зацеплении,

R1=244 H, R2=344 H

е=0,36   ,X=0,38

Кб=1 – коэффициент безопасности,

Кт=1 – температурный коэффициент,

V=1 – коэффициент вращения.

Rs1=0,83*e* Rr1=0,83*0,36*244 = 73 H

Rs2=0,83*e* Rr2=0,83*0,36*344 = 103 H

Rs1= Ra1= 73 H

Ra2= Ra1+Fa= 73 + 1290 = 1363 H

Ra1/(V*Rr1)=73/(1*244)=0,3

Ra2/(V*Rr2)=1363/(1*344)=3,2, Y=1,66.

Ra1/(V*Rr1)<e:

RЕ1=V*Rr1*Кб*Кт=1*244*1*1=244 Н. 

Ra1/(V*Rr1)>e:

RЕ2=(X*V*Rr2+Y* Ra2 )Кб*Кт=(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,

Fa=300 H-осевая сила в зацеплении,

R1=1409 H, R2= 1196 H

е=0,38   ,X=0,40

Кб=1 – коэффициент безопасности,

Кт=1 – температурный коэффициент,

V=1 – коэффициент вращения.

Rs1=0,83*e* Rr1=0,83*0,38*1409=445 H

Rs2=0,83*e* Rr2=0,83*0,38*1196=377 H

Rs1= Ra1=445 H

Ra2= Ra1+Fa=445+300=745 H

Ra1/(V*Rr1)=445/(1*1409)=0,28

Ra2/(V*Rr2)=745/(1*1196)=0,68, Y=1,56.

Ra/(V*Rr)<e:

RЕ1=V*Rr1*Кб*Кт=1*1409*1*1=1409 Н. 

RЕ2=(X*V*Rr2+Y* Ra2 )Кб*Кт=(0,40*1*1196+1,56*745)*1*1=1637 Н.



 Н < 42400 Н.

Подшипник пригоден.




ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЁТЫ.



Проверочный расчёт шпонок. (2, стр.265)



Призматические шпонки проверяют на смятие.

Условие прочности: .

Ft=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.

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.

Ft=1290 Н – окружная сила на колесе.

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.

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.





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.



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.

Мк=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),

Кd=0,7 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.3),

КF=1 – коэффициент влияния шероховатости (табл. 11.4),

Ку=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.



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.

Мк=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),

Кd=0,70 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.3),

КF=1 – коэффициент влияния шероховатости (табл. 11.4),

Ку=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:



Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М. ВШ, 1990.

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М. ВШ. 1991.







2

2