- •Введение
- •1 Кинематический расчет
- •1.1 Кинематический расчет привода с редуктором
- •1.1.1 Выбор электродвигателя
- •1.1.2 Уточнение передаточного числа
- •1.1.3 Расчет частот, угловых скоростей, крутящих моментов, и мощностей на всех валах
- •1.1.4 Примеры
- •1.1.4.1 Привод с червячным редуктором, плоскоременной и зубчатой передачей
- •1.1.4.3 Привод с двухступенчатым редуктором, муфтой и клиноременной передачей
- •2 Расчет цилиндрических зубчатых передач
- •2.1 Внешней закрытой косозубой
- •2.1.1 Выбор материала
- •2.1.2 Проектировочный расчет
- •2.1.3 Силовой расчет
- •2.1.4 Проверочный расчет
- •2.1.5 Пример
- •2.2 Внешней закрытой прямозубой
- •2.2.1 Выбор материала
- •2.2.2 Проектировочный расчет
- •2.2.3 Силовой расчет
- •2.2.4 Проверочный расчет
- •2.2.5 Пример
- •2.3 Внутренней закрытой
- •2.3.1 Выбор материала
- •2.3.2 Проектировочный расчет
- •2.3.3 Силовой расчет
- •2.3.4 Проверочный расчет
- •2.3.5 Пример
- •2.4 Внешней открытой прямозубой
- •2.4.1 Выбор материала
- •2.4.2 Проектировочный расчет
- •2.4.3 Силовой расчет
- •2.4.4 Проверочный расчет
- •2.4.5 Пример
- •3.1 Выбор материала
- •3.2 Проектировочный расчет
- •3.3 Силовой расчет
- •3.4 Проверочный расчет
- •3.5 Пример
- •4 Расчет червячной передачи
- •4.1 Выбор материала
- •4.2 Проектировочный расчет
- •4.3 Силовой расчет
- •4.4 Проверочный расчет
- •4.5 Пример
- •5 Расчет гибких связей
- •5.1 Расчет клиноременной передачи
- •5.1.1 Теория
- •5.2 Расчет поликлиновой передачи
- •5.2.1 Теория
- •5.2.2 Пример
- •5.3 Расчет плоскоременной передачи
- •5.3.1 Теория
- •5.3.2 Пример
- •5.4 Расчет цепной передачи
- •5.4.1 Теория
- •5.4.2 Пример
- •6 Расчет размеров корпуса и зубчатых колес
- •6.1 Корпус цилиндрического (червячного) редуктора
- •6.2 Корпус конического редуктора
- •6.3 Цилиндрические колеса
- •6.4 Червячные колеса
- •6.5 Конические колеса
- •7 Расчет шпонок
- •7.1 Теория
- •7.2 Пример
- •8 Расчет смазочных материалов
- •9 Тепловой расчет редуктора
- •9.1 Теория
- •9.2 Пример
- •10 Построение эпюр валов
- •11 Расчет валов
- •11.1 Проверочный расчет вала. Концентратор – галтель
- •11.1.1 Теория
- •11.1.2 Пример
- •11.2 Проверочный расчет вала. Концентратор – шпонка
- •11.2.1 Теория
- •11.2.2 Пример
- •11.3 Проверочный расчет вала. Концентратор – шлицы
- •11.3.1 Теория
- •11.3.2 Пример
- •11.4 Проверочный расчет вала. Концентратор – сквозное отверстие
- •11.4.1 Теория
- •11.4.2 Пример
- •11.5 Проверочный расчет вала. Концентратор – резьба
- •11.5.1 Теория
- •11.5.2 Пример
- •11.6 Проверочный расчет вала. Концентратор – посадка
- •11.6.1 Теория
- •11.6.2 Пример
- •12 Проверочный расчет подшипников
- •12.1 Расчет подшпиников при действии радиальной силы
- •12.1.1 Теория
- •12.1.2 Примеры
- •12.2 Расчет подшпиников при действии радиальной и осевой силы
- •12.2.1 Теория
- •12.2.2 Примеры
- •12.3 Расчет подшпиников при действии осевой силы
- •12.3.1 Теория
- •12.3.2 Пример
- •Библиографический список
234
12.2.2 Примеры
1 Дано: Определить пригодность подшипника работающего в цепном конвеере средней серии 312. Параметры подшипника d = 60 мм, D = 130 мм,
В = 31 мм, Сr = 81900Н, С0r = 48400 Н.
Частота вращения n=250 об/мин (вращение внутреннего кольца); Радиальная сила на левом подшипнике RS1 = 3400 Н;
Радиальная сила на правом подшипнике RS2 = 1500 Н; Осевая сила Fa=2000 Н;
Требуемый ресурс работы подшипника Lh=12500 ч.
Рисунок 12.2.3 – Схема нагружения
Решение:
Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику – левому. Коэффициент осевого нагружения (таблица 12.2.3 при FA=Fa)
|
æ |
F |
ö0,24 |
æ |
2000 |
ö0,24 |
|
e = 0,518 × |
ç |
A |
÷ |
= 0,518 ×ç |
|
÷ |
= 0,241 |
|
|
||||||
ç |
|
÷ |
48400 |
||||
|
è C0r ø |
è |
ø |
|
Так как
FA |
= |
|
2000 |
= 0,588 > e |
V × R |
|
×3400 |
||
1 |
|
|||
S1 |
|
|
|
|
Следовательно X=0,56 и Y = 1 - X = 1 - 0,56 =1,83 . e 0,241
Коэффициент вращения V=1 (при вращении внутреннего кольца). Коэффициент безопасности Кб=1,3 (таблица 12.2.5). Температурный коэффициент Кт=1 (таблица 12.2.6).
Pý = (X ×V × Rs1 +Y × FA ) × Ká × KT = (0,56 ×1×3400 +1,83× 2000) ×1,3 ×1 = 4758 Н
Коэффициент надежности а1 = 1 (таблица 12.2.1); Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и
условий эксплуатации а2,3 = 0,75 (таблица 12.2.2);
235
Показатель степени при определении ресурса работы подшипника β=3.
Ресурсы работы:
|
|
æ C öb |
æ |
81900 |
ö3 |
|||
L = a × a |
|
×ç |
r |
÷ |
=1×0,75 ×ç |
|
÷ |
= 3825,1 ìëí .îá |
|
|
4758 |
||||||
1 |
2,3 |
ç |
P ÷ |
è |
ø |
|
||
|
|
è |
ý ø |
|
|
|
|
L = |
106 |
× L |
= |
106 ×3825,1 |
= 225004,8 ÷ |
||
|
|
|
|
|
|||
h |
60 |
×n |
|
60 ×250 |
|
||
|
|
|
Что удовлетворяет условию. Вследствии того что зпас работы подшипника очень большой, рекомендуется выбрать подшипник более легкой серии или меньшего диаметра.
2 Дано: Определить пригодность подшипника(вала червяка) средней серии 36308. Его основные параметры: d = 40 мм, D = 90 мм, В = 23 мм, Сr
= 53900 Н, С0r = 32800 Н, α = 12о
Частота вращения n=630 об/мин (вращение внутреннего кольца); Радиальная сила на левом подшипнике RS1 = 1000 Н;
Радиальная сила на правом подшипнике RS2 = 1100 Н; Осевая сила Fa=4000 Н;
Требуемый ресурс работы подшипника Lh=4500 ч. Схема согласно рисунка 12.2.1
Решение:
Определяем осевые составляющие сил действующих на подшипники:
S1 = e1 '×RS1 = 0,285 ×1000 = 285 Н
S2 = e2 '×RS 2 = 0,29 ×1100 = 319 Н
где e’ - коэффициент |
минимальной |
|
|
осевой |
нагрузки |
определяется |
|||||||||
по таблице 12.2.3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
æ |
|
R |
|
ö0,195 |
|
æ 1000 ö0,195 |
|
|
||||||
e1 ' = 0,563 × |
ç |
|
|
S1 |
÷ |
= 0,563 |
×ç |
|
|
|
|
= 0,285 |
|
||
|
|
|
|
÷ |
|
||||||||||
ç |
|
|
|
|
÷ |
|
|
||||||||
|
è C0r |
ø |
|
è 32800 ø |
|
|
|||||||||
|
æ |
|
R |
S 2 |
ö0,195 |
|
æ 1100 ö0,195 |
|
|
||||||
|
ç |
|
|
÷ |
= 0,563 ×ç |
|
|
|
= 0,29 |
|
|||||
|
|
|
|
÷ |
|
||||||||||
e2 ' = 0,563 ×ç |
|
C0r |
÷ |
|
|||||||||||
|
è |
|
ø |
|
è |
32800 ø |
|
|
Находим эквивалентные осевые нагрузки. Так как:
FA2 = Fa + S1 = 4000 + 285 = 4285 ³ S2 = 319
236
то
FA1 = S1 = 285 Н
FA2 = Fa + S1 = 4000 + 285 = 4285 Н
Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипникуFA2 (правому).
Коэффициент осевого нагружения (таблица 12.2.3)
|
|
æ |
F |
ö0,163 |
æ |
4285 |
ö0,163 |
|
e2 |
= 0,618 × |
ç |
A2 |
÷ |
= 0,618 ×ç |
|
÷ |
= 0,443 |
|
|
|||||||
ç |
C0r |
÷ |
32800 |
|||||
|
|
è |
ø |
è |
ø |
|
Так как
FA2 |
= |
4285 |
= 3,89 > e |
V × R |
|
||
1×1100 |
|
||
S 2 |
|
|
|
Следовательно X=0,45 и Y = 1 - X = 1 - 0,45 = 1,24 .
e |
0,443 |
Коэффициент вращения V=1 (при вращении внутреннего кольца). Коэффициент безопасности Кб=1,3 (таблица 12.2.5). Температурный коэффициент Кт=1 (таблица 12.2.6).
Pý = (X ×V × Rs 2 + Y × FA2 ) × Ká × KT = (0,45 ×1×1100 +1,24 × 4285) ×1,3 ×1 = 7550,9 Н
Коэффициент надежности а1 = 1 (таблица 12.2.1); Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и
условий эксплуатации а2,3 = 0,75 (таблица 12.2.2); Показатель степени при определении ресурса работы подшипника β=3. Ресурсы работы:
|
æ |
ö |
b |
æ 53900 |
ö |
3 |
||
|
|
|
||||||
L = a1 × a2,3 × |
ç Cr ÷ |
|
= 272,8 ìëí .îá |
|||||
ç |
|
÷ |
|
=1×0,75 ×ç |
|
÷ |
||
|
|
|
||||||
|
è |
Pý ø |
|
è |
7550,9 ø |
|
L = |
106 |
× L |
= |
106 × 272,8 |
= 7216,9 ÷ |
||
|
|
|
|
|
|||
h |
60 |
× n |
|
60 × 630 |
|
||
|
|
|
Что удовлетворяет условию
3 Дано: Определить пригодность подшипника7507A легкой широкой серии, у которого d = 35 мм, D = 72 мм, В=23 мм, T = 24,25 мм,
Сr = 61600 Н, С0r = 45000 Н, α=14°2’10”
Частота вращения n=1250 об/мин (вращение внутреннего кольца); Радиальная сила на левом подшипнике RS1 = 5400 Н;
Радиальная сила на правом подшипнике RS2 = 2000 Н; Осевая сила Fa=500 Н;
237
Требуемый ресурс работы подшипника Lh=12000 ч. Схема согласно рисунка 12.2.2
Решение:
Определяем осевые составляющие сил действующих на подшипники:
S1 = e1 '×RS1 = 0,311×5400 = 1679,4 Н |
|
|||
S2 |
= e2 '×RS 2 = 0,311× 2000 = 622 Н |
|
|
|
где e’ - коэффициент |
минимальной |
осевой |
нагрузки |
определяется |
по таблице 12.2.3 |
|
|
|
|
e1 ' = e2 ' = 0,83×e = 0,83×1,5 ×tg(a) = 0,83×1,5 ×tg(14°2'10'') = 0,311
Находим эквивалентные осевые нагрузки. Так как:
FA2 = S1 - Fa =1679,4 - 500 = 1179,4 ³ S2 = 622
то
FA1 = S1 =1679,4 Н
FA2 = S1 - Fa =1679,4 - 500 = 1179,4 Н
Дальнейший расчет ведем по обоим подшипникам.
238
Коэффициент осевого нагружения (таблица 12.2.3)
e1 = e2 |
=1,5 ×tg(a ) =1,5 ×tg(14°2'10' ' ) = 0,375 |
|||||||||
Так как |
|
|
FA1 |
|
|
|
|
1679,4 |
|
|
|
|
|
|
|
= |
= 0,311 < e |
||||
|
|
V × R |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
1×5400 |
|
|||||
|
|
|
S1 |
|
|
|
|
|
||
Следовательно X1=1 и |
Y1 = 0 . |
|
|
|
|
|
||||
Так как |
|
|
FA2 |
|
|
|
1179,4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
= |
= 0,5897 > e |
||||
|
V × R |
|
|
|
||||||
|
2 |
|
1× 2000 |
|
|
|||||
|
|
|
S |
|
|
|
|
|
|
Следовательно X2=0,4 и Y2 = 0,4 ×ctg(a )= 0,4 ×ctg(14°2'10' ')= 1,6 .
Коэффициент вращения V=1 (при вращении внутреннего кольца). Коэффициент безопасности Кб=1,3 (таблица 12.2.5). Температурный коэффициент Кт=1 (таблица 12.2.6).
Pý1 = ( X1 ×V × Rs1 +Y1 × FA1) × Ká × KT = (1×1×5400 + 0 ×1679,4) ×1,3×1 = 7020 Н
Pý2 = ( X 2 ×V × Rs 2 +Y2 × FA2 ) × Ká × KT = (0,4 ×1×2000 +1,6 ×1179,4) ×1,3×1 = 3493,15 Н
Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипникупер- вому.
Коэффициент надежности а1 = 1 (таблица 12.2.1); Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и
условий эксплуатации а2,3 = 0,75 (таблица 12.2.2); Показатель степени при определении ресурса работы подшипника
β=3,33.
Ресурсы работы:
|
|
æ |
C |
r |
öb |
æ |
61600 |
ö3,33 |
|
L = a × a |
|
×ç |
|
÷ |
= 1×0,75 ×ç |
|
÷ |
= 1037,7 ìëí .îá |
|
|
P |
|
7020 |
||||||
1 |
2,3 |
ç |
|
÷ |
è |
ø |
|
||
|
|
è |
ý1 |
ø |
|
|
|
|
L |
= |
106 |
× L |
= |
106 ×1037,7 |
= 13835,7 ÷ |
||
|
|
|
|
|
||||
h |
60 |
× n |
|
60 ×1250 |
|
|||
|
|
|
|
Что удовлетворяет условию.