- •1. Выбор привода.
- •2.Кинематический расчёт привода
- •2.1 Общий кпд привода.
- •2.2 Расчётная мощность электродвигателя.
- •2.3 Выбираем электродвигатель по Nном и nс.
- •2.4 Асинхронная частота электродвигателя
- •2.5 Уточняем передаточные отношения ступеней привода.
- •2.6 Кинематические характеристики привода.
- •3.Расчёт открытой зубчатой передачи.
- •3.1 Выбор материалов.
- •3.2 Определение допускаемых напряжений зубьев передачи.
- •3.3 Число зубьев передачи
- •3.4 Расчёт на прочность по изгибу зуба
- •3.5 Модуль передачи.
- •3.7 Проверочный расчёт передачи по напряжению изгиба
- •3.8 Конструирование зубчатого колеса, (мм)
- •4.Расчёт валов
- •4.1 Выбор материала валов
- •4.2 Определение геометрических параметров ступеней валов,(мм).
- •4.2.1 Вал шестерни
- •4.2.2 Вал колеса
- •4.2.4 Проектирование вала под шестерню открытой передачи
- •5.Выбор муфт
- •6. Выбор подшипников
- •7. Расчёт шпоночных соединений
- •8.1.Вертикальная плоскость.
- •8.10.Определим динамическую грузоподъёмность.
- •8.11.Определим вероятность безотказной работы расчитываемого подшипника при полученной величине его долговечности в сравнени с заданным ресурсом работы по коэффицикенту вероятности:
- •8.12.Выбор подшипников открытой передачи и расчет их на долговечность.
- •8.12.1.Определим приведённую нагрузку.
- •8.12.2.Определим долговечность работы подшипника.
8.1.Вертикальная плоскость.
а).ΣМ3=0;
-Ray*(l1+l2)+Fa1*d1/2-Fr1*l2=0
Ray=(Fa1*d1/2-Fr1*l2)/(l1+l2)
Ray = (-1528,2*83) / (83+39) =-1075Н
Rby=(Fr1*l1+Fa1*d1/2)/(l1+l2)
Rby = (1528,2*39) / (39+83) =505Н
Проверка:Σy=0;
Rby-Fr1-Ray=489-1528,2+1040=0,00
б).Строим эпюру изгибающих моментов отн-но оси x,Н*м.
Мx1=0 Мx2=-Ray*L1=1040*39/10³=41,9
Мx3=0 Мx2=Rby*L2=489*83/10³=41,9
8.2.Горизонтальная плоскость.
а).ΣТ3=0;
Fм*Lм+Ft1*L2-Rax*(L1+L2)=0
Rax=(Fм*Lм+Ft1*L2)/(L1+L2)
Rax=3224
ΣТ1=0;
-Rbx*(L1+L2)-Ft1*L1+Fм*(Lм+L1+L2)=0
Rbx=(-Ft1*L1+Fм*(L1+L2+lм))/(L1+L2)
Rbx=-701
Проверка:Σx=0;
Rax - Rbx – Ft1 + Fм =0
б).Строим эпюру изгибающих моментов отн-но оси y,Н*м.
My1=0 My2 = -Rax*L1 =-125,7
My4=0 My3= -Fм *L м =-32,92
8.3.Строим эпюру крутящих моментов,Н*м.
Mкр=Mz=Ft1*d1/2=69,09
8.4.Суммарные реакции,Н.
Ra= (Rax²+Ray²)^(1/2) =(3128²+(-1040)²)^(1/2)=3398
Rb = (Rby²+Rbx²)^(1/2) =(489²+(-656)²)^(1/2)=864
8.5.Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях,Н*м.
M2= (Mx2²+My2²)½ =(40,5²+(-122)²)½=132,5
M3=My3=-32,92
Mmax=132,5
Наиболее нагруженное сечение -2
8.6.Проверка сечения вала на нагрузку.
dмин=(Mэкв/[σ]*0,1)⅓
Mэкв=(Mкр+Mизг)½
Mэкв = (69,09²+ 129²)½ =149,63 Н*м
dмин = (149,63 * 10³ / (0,1*50))⅓ =31,05мм
При проверке должно быть dмин < dподш2 =50,0мм, если условие
верно вал пригоден к эксплуатации.
8.7.Проверим пригодность наиболее нагруженного подш-ка.
Определим отношения:
Ra/(V*Rr1),
где Ra=Fa=0,0 осевая нагрузка для
радиальных шарикоподшипников.
V=1- коэффициент вращения.
Rr1=R=Rmax=3398
cуммарная реакция наиболее нагруженного подшипника.
Ra /( V*Rr1) =0,0000
8.8.Определим отношение Ra / Cor =0
По табл.9.2,Шейнблит найдём интерполяцией e и Υ.
2крайних значения Ra/Cor 0,014 и 0,01
их разность 0,014
2крайних значения e 0,19 и 0,22
их разность 0,03
2крайних значения Υ 2,3 и 1,99
Их разность -0,31
Составим пропорции:
0,014------0,03 х=0
-0,014------х
e=-0,1600
0,014---------0,31 у = 0,31
-0,014 --------- у
Υ=2,6100
8.9.По отношению Ra/(V*Rr1) ><e выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку.
Ra / ( V*Rr1 )=0,000=е=0,00
По табл.9.1,Шейнблит если
Ra/(V*Rr1) <e,то
Рэкв=V*Rr*Kб*Кт,если
Ra/(V*Rr1) >e,то
Рэкв=(X*V*Rr+Y*Ra)*Kб*Кт,где
Кб- коэффициент безопасности.
По табл.9.4, Шейнблит примем Кб =1,25
Кт=1 температурный коэффициент(при t<100ºc).
Рэкв=3296*1,25=4077,81Н
Примем Рэкв=4077,81Н
8.10.Определим динамическую грузоподъёмность.
Сrр=Pэкв*(573*ω*Lh/1000000)⅓,где
ω=101,32 рад/с ,угловая скорость вращения вала.
Lh=10000 ч,требуемая долговечность подшипника [1;128]
Сrр = 4120,23*(573*101,32*10000/1000000) ⅓ =34017,8Н < Cr=35100Н
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной
динамической грузоподъёмности Crр с базовой Cr.
Необходимое условие Crр≤Cr выполнено, поэтому подшипники
пригодны к эксплуатации.
8.11.Определим вероятность безотказной работы расчитываемого подшипника при полученной величине его долговечности в сравнени с заданным ресурсом работы по коэффицикенту вероятности:
α=Т/Lh
α= 10000/11673=0,856681
Вероятность безотказной работы подшипника 91%. [2;71]