- •Расчетно- пояснительная записка
- •Студент: Вязников д.В.
- •Задание
- •Графическая часть
- •1. Назначение и краткое описание привода
- •2. Выбор электродвигателя, кинематический и энергетический расчет
- •2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя_и общего кпд привода
- •2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
- •2.5 Мощность на валах привода
- •3.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
- •3.1.4 Определение внешнего делительного диаметра колеса
- •3.1.5 Определение внешнего окружного модуля
- •3.1.6 Проверка величины расчетного контактного напряжения
- •3.1.7 Проверка на пиковые нагрузки по контактным напряжениям
- •3.1.8 Проверка зубьев на выносливость при изгибе
- •3.1.8 Определение геометрических параметров зубьев и сил в зацеплении
- •3. 2 Ориентировочный расчет валов редуктора
- •3.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.
- •3.4 Определение основных размеров корпуса редуктора
- •3.5 Выбор подшипников, схемы их установки и способа смазки
- •3.5.1 Выбор типа и размеров подшипников
- •3.5.2 Выбор схемы установки подшипников
- •3.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления
- •3.6 Первый этап компоновки редуктора
- •3.7.10 Определение диаметра делительных окружностей звездочек
- •3.8 Проверка долговечности подшипников
- •3.8. 1. Проверка долговечности подшипников ведущего вала.
- •3. 8. 2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала
- •3.9. Проверка прочности шпоночных соединений.
- •3. 10 Выбор уплотнений валов
- •3.11 Уточнённый расчёт валов.
- •Сечение б-б.
- •Третье опасное сечение –в- в -участок вала под колесом, ослабленный шпоночной канавкой (см. Рис.11).
- •3.12 Выбор крышек подшипников
- •3.13. Посадки основных деталей редуктора
- •3.14 Сборка редуктора
- •4. Правила безопасной эксплуатации привода
- •Библиографический список
3. 8. 2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала
Составляем расчётную схему вала в виде двухопорной балки и определяем силы ,нагружающие подшипники. (см. рис.12). Ft2= 1166 Н, Fг2= 158 Н,
Fа2= 392 Н. Консольная нагрузка от цепной передачи: Fц=5031Н.
Угол наклона цепной передачи равен 00., составляющие нагрузки:
Расстояние между точками приложения реакций, полученные из компоновки: l2= 102 мм c2= 160 мм, f2= 62 мм.
Определяем опорные реакции в подшипниках.
В плоскости XOZ:
ΣM (3)=0; -Rx4 (c2+f2)+Ft2· f2=0;
Rx 4= Ft2· f2/ (c2+f2) = ;
ΣM(4)=0; Rx3 (c2+f2)-Ft2· f2=0;
Рис. 12 Расчётная схема ведомого вала.
Rx3= Ft2· f2/( c2+f2) =
Проверка: -Rх4-Rх3+ Ft2 =0;
В плоскости YOZ:
ΣM(3)=0; Fц (l2+c2+f2)-Rу4 (с2+ f2) +Fr2· f2+Fа2·( dm2/2)=0;
Rу4 = Fц (l2+c2+f2)+Fr2· f2+Fа2·( dm2/2)= /(l1+ l2)
=
ΣM(4)=0; Rу3 (c2+f2) -Fr2· с2+Fа2·( dm2/2)+ Fвх l2=0;
Rу3 = Fr2· с2-Fа2·( dm2/2) –Fц l2 /( c2+f2)=
Проверка: Ry3-Ry4+Fr2 =0;
Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:
Осевые реакции в подшипниках:
S3=0,83 е Rr3 =0,83.0,38.25593=807Н
S4=0,83 е Rr4 =0,83.0,38.7613=2398 Н
S3 <S4, Fа2< S4 –S3, тогда Fа4= S4 =2398Н
Fа3= S4 +Fа2= 2398+392=2790Н
Для более нагруженного подшипника № 4: Отношение Fа4/Rr4 = 2398/7613=0,315 < е, тогда осевую силу не учитываем, Х=1,0; Y=0;.
Эквивалентная нагрузка: PЭ = (X · v · Rr1 + Y · Fа1) · Kб · KT=1.1.7613.1,3=9897Н
Расчетная долговечность подшипника в часах:
Lh = 106(С/Рэ)3/60n1,
где n 2- частота вращения ведущего вала ;
С- динамическая грузоподъемность подшипника № 7208, Кн.
Полученная долговечность меньше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому принимаем подшипники № 7508 легкой широкой серии, для которых С=56 кН, тогда
Полученная долговечность больше требуемой по ГОСТ 16162-85, поэтому принятые подшипники № 7508 подходят для ведомого вала редуктора.
3.9. Проверка прочности шпоночных соединений.
Для соединения валов с деталями, передающими вращение, применяют шпонки. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические с плоскими торцами по ГОСТ 23360-78 [1, табл. 8.9] (рис.13) .
Рис.13 Эскиз шпоночного соединения.
Материал шпонок - сталь 45 , термообработка- нормализация.
Соединение проверяем на смятие боковых граней шпонки:
,
где Т – крутящий момент на валу;
d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
h – высота шпонки, мм;
t1 – глубина паза под шпонку в валу, мм;
[σ]см – допускаемое напряжение смятия,
[σ]см =120 МПа, т. к. привод является нереверсивным;
l – рабочая длина шпонки, мм
3.9.1. Расчет шпонки выходного конца быстроходного вала:
Принимаем длину выходного конца быстроходного вала 42 мм [3, табл.7.1]
Т1=58,5·103 Н·мм; bxh=8х7мм; l=42мм; t1=4,0 мм; d=32 мм;
σсм =2·58,5·103/32·(7-4)·42=29,0 МПа<[σ]см.
3.9.2. Расчет шпонки выходного конца тихоходного вала:
Принимаем длину выходного конца тихоходного вала 42 мм
Т3=140,5.103 Н·мм; bxh=8х7мм; l=38мм; t1=4,0 мм; d=30мм;
σсм =2·140,5.103/30·(7-4)·38=82,2МПа<[σ]см.
3.9. 3. Расчет шпонки под колесом тихоходного вала:
Т3=140,5.103 Н·мм; bxh=16х10мм; l=32мм; t1=6 мм; d=45мм;
σсм =2·140,5.103 /45·(10-6)·32=48,8 МПа<[σ]см.