Реферат: Привод элеватора. Компоновка. СБ чертеж цилиндрического редуктора. Деталировка. РПЗ

Оглавление

 TOC o «1-3» h z Оглавление… PAGEREF _Toc63784013 h 2<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

ТЕХНИЧЕСКОЕЗАДАНИЕ… PAGEREF _Toc63784014 h 3<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

Основнаячасть… PAGEREF _Toc63784015 h 4<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

1.Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода… PAGEREF _Toc63784016 h 4<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

1.1Необходимая мощность электродвигателя… PAGEREF _Toc63784017 h 4<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

1.2Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращениявалов… PAGEREF _Toc63784018 h 4<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

2.Расчет редукторной передачи… PAGEREF _Toc63784019 h 5<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

2.1Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты… PAGEREF _Toc63784020 h 5<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

2.2Расчет цилиндрической передачи… PAGEREF _Toc63784021 h 5<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

3.Расчет валов, подбор подшипников… PAGEREF _Toc63784022 h 9<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

3.1Предварительный расчет валов… PAGEREF _Toc63784023 h 9<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

3.2.Эскизная компоновка валов… PAGEREF _Toc63784024 h 9<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

3.3Проверочный расчет валов… PAGEREF _Toc63784025 h 10<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

3.4Расчет подшипников… PAGEREF _Toc63784026 h 14<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

4Подбор и проверка шпонок… PAGEREF _Toc63784027 h 16<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

5Подбор муфты… PAGEREF _Toc63784028 h 17<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

6.Подбор смазки редуктора… PAGEREF _Toc63784029 h 17<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

Списоклитературы… PAGEREF _Toc63784030 h 18<span Times New Roman",«serif»;mso-no-proof:yes">

<span Arial",«sans-serif»;mso-fareast-font-family:«Times New Roman»; text-transform:uppercase;mso-font-kerning:16.0pt;mso-ansi-language:RU; mso-fareast-language:RU;mso-bidi-language:AR-SA">
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод элеватора

<img src="/cache/referats/18450/image002.jpg" v:shapes="_x0000_i1025">

Исходные данные:

Усилие на ленте элеватора                         F = 3 кН

Скорость ленты элеватора                          v = 1,3 м/с

Диаметр барабана элеватора           D = 275 мм

<span Arial",«sans-serif»;mso-fareast-font-family:«Times New Roman»; mso-bidi-font-family:«Times New Roman»;mso-ansi-language:RU;mso-fareast-language: RU;mso-bidi-language:AR-SA">
Основная часть1. Выбор электродвигателя, кинематический расчетпривода1.1 Необходимая мощность электродвигателя

КПД редуктора:

h = hпк2hзцhк= 0,9952*0,98*0,95 = 0,92

Где

hпк = 0,995 — КПД пары подшипников качения [2,с. 304]

hзп = 0,98 — КПД зубчатой цилиндрическойзакрытой передачи

hк = 0,95 — КПД клиноременной передачи [2, с.304]

         Необходимаямощность электродвигателя [1, ф. (2.1)]

N = F×v/h= 3 *1,3  / 0,92 = 4,24 кВт

1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношениередуктора, частоты вращения валов

<img src="/cache/referats/18450/image003.gif" v:shapes="_x0000_s1026">

4А ГОСТ 1923-81:

Номинальная мощность Nном = 5,5 кВт,

Частота вращения при номинальной нагрузке

nном= 730 об/мин.

1.3.2 Передаточное отношениепривода:U=nном/nт=730/90,28=8,09

Где

Частота вращения тихоходного вала редуктора —

nт= 60v/(pD) = 60 ×1,3 /(p×0,275 ) =  90,28 об/мин

Принимаем из стандартного ряда Up = 3,55  [1, с. 51]. Принимаем передаточное отношениеклиноременной передачи Uк = 2,24       

         Фактическоепередаточное отношение редуктора

Uф= Up×Uк= 3,55×2,24=7,95»U

1.3.3 Действительные частоты вращения валов редуктора:

nб= nном/Uк= 730 / 2,24 = 325,89 об / мин

nт= nб/Uр=  325,89 / 3,55 = 91,80 об / мин

2. Расчет редукторной передачи2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты

         2.1.1Мощности, передаваемые валами

Nб = N*hк = 4,24 * 0,95 = 4,03 кВт

         Nт = N*h = 4,24 * 0,92 =  3,90 кВт

         2.1.2 Крутящиемоменты на валах определяем по формуле:

Т= 9555 N/n [2, с. 129]

Где   N — передаваемая мощность, кВт

n — частота вращения, об/мин

Тб = 9555 ×4,24 / 325,89 = 118,08 Нм

Тт = 9555 ×4,24 / 91,80 = 405,93 Нм

2.2 Расчет цилиндрической передачи

2.3.1Материалы колес, допускаемое напряжение, коэффициенты долговечности

Для обеспечения лучшейприрабатываемости выбираем материалы шестерни и колеса согласно рекомендациям[2, §8]

Шестерня: 35 ХМ — термообработка — улучшение + закалка ТВЧ

Колесо: 40 Г — термообработка — улучшение

Механические свойства сталейпосле указанной термообработки [1, табл. 4.5]:

Сталь

НВ сердцевины

HRC поверхности

sв, МПа

sт, МПа

35 ХМ

269 — 302

48 -53

920

790

40 Г

235 — 262

50 — 60

850

600

Т. к. график нагрузки передачи незадан, принимаем коэффициенты долговечности KHД = 1; KFД = 1. Т. к. разница между среднимитвердостями материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкалеБринеля, лимитирует колесо [1].

Допускаемое контактное напряжение [1 ф. (4.21)]: [sН]= sНlim b/SН

Где   sНlim b2 = 2 НВср+ 70 — базовый предел контактной выносливости

         SН= 1,1 — коэффициент безопасности [1, табл. 4.6]

[sН]= (2*248,5+70)/1,1 = 515,45 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [1, ф. (4.24)]

[sF] = sFlim b/SF

Где sFlim b = 1,8 НВср — предел длительной выносливости понапряжениям изгиба

SF = 1,75 — коэффициент безопасности по изгибу По[1, табл. 4.6, с. 90]

[sF]=1,8 НВср2/SF = 1,8*248,5/1,75 = 255,6 МПа

2.3.2 Коэффициенты нагрузки

Kh = Kha Khb Khv

Kf= KfaKfbKfv

Предварительное значение окружной скорости:

<img src="/cache/referats/18450/image005.gif" v:shapes="_x0000_i1026">

Где   Cv =15 [1, табл. 4.9, с. 95]

ya= 0,4 — коэффициент ширины зубчатого колеса [1, табл. 3.3, с. 53]

Степень точности передачи — 9 [1, табл. 4.10, с. 96]

Kha= 1,1 [1, рис.4.7, с.92]; Kfa= 1 [1, с.92]

b/d1= Ya(Uр+1)/2 = 0,4*(3,55 +1)/2 = 0,91; Khb0= 1,2 [1, табл. 4.7, с.93]

Согласно [1, ф. 4.30, с. 92]:  Khb = Khb0= 1,2   

Согласно [1, табл. 4.8, ф. 4.30, с. 94] Kfb= Kfb0=  1,2   

Khv = 1,01; Kfv = 1,01 [1, табл. 4.11,4.12, с. 96, 97]

Коэффициенты нагрузки

Kh = 1,1* 1,2 *1,01 » 1,33

Kf = 1* 1,2 *1,01 » 1,21

2.3.3 Основные параметры цилиндрической передачи

Расчетный крутящий момент [1] с. 98:

Tp= Tт KhДKh = 405,93*1*1,33 »541,18 Нм

Межосевое расстояние[1, ф. (4.38), с. 98]

<img src="/cache/referats/18450/image007.gif" v:shapes="_x0000_i1027">

где    К = 270 — длякосозубых передач

103 — численныйкоэффициент согласования размерностей

Принимаем согласно единого рядаглавных параметров [1, с. 51],

а = 140 мм

Ширина колеса: b2 = a Ya =  140 *0,4 = 56 мм

Принимаем b2 = 56 мм

Фактическая окружная скорость:

V = 2apn1 / ((Uр+1) 60) = 2* 140*p* 325,89/(3,55+1)60 = 1,05м/c

Уточняем Kh  по [1, рис. 4.7, с. 92]: Kha» 1,1

Проверка по контактным напряжениям [1] ф. (4.41) с. 98

<img src="/cache/referats/18450/image009.gif" v:shapes="_x0000_i1028">

условие контактной прочности выполняется

Окружная сила [1, ф.(4.44), с.99]: <img src="/cache/referats/18450/image011.gif" v:shapes="_x0000_i1029">

Модуль [1, ф. (4.45), с. 99]: <img src="/cache/referats/18450/image013.gif" v:shapes="_x0000_i1030">

Где   К = 3,5 [1] с. 99

Принимаем согласно рекомендациям [1 с. 53] mn =1,125 мм

Принимаем угол наклона линии зуба b=12°

Суммарное число зубьев [1, ф. (4.49), с. 100]:

Zå= Z1+Z2 =(2a/mn)cos(b) = (2* 140 / 1,125 )*cos(12°) = 243,45

Принимаем Zå=244; Число зубьев шестерни и колеса:

Z1 = Zå/(U+1) = 244/(3,55+1) = 53,63; Принимаем Z1=54;

Z2= Zå — Z1 = 244 — 54= 190

Уточняем угол наклона линии зуба:

<img src="/cache/referats/18450/image015.gif" v:shapes="_x0000_i1031">

Фактическое напряжение изгиба [1, ф. (4.54), с. 101]:

sf= Yf YbFt KfД Kf / (b mn)

Где   Yf  — коэффициент формы зуба

Yb — коэффициент наклона зуба

Эквивалентное число зубьев для колеса [1] ф. (4.55) с. 101:

Zv= Z2 / cos3b =190 /cos3(11,38°) =201  

Тогда: Yf = 3,6 [1, табл. 4.13, с. 101]

Yb= 1 — b/160= 1 – 11,57 /160 = 0,93

Где b — в градусах и десятичных долях градуса

sf= 3,6YbFt 1Kf / (b2 mn)

sf= 3,6 *  0,93 * 3716 *1* 1,21 / ( 56 *1,125 ) = 238,77 МПа

Условие прочности выполняется.

2.3.4 Геометрический расчет цилиндрической передачи

Таблица 2.1 Параметры колес цилиндрической передачи

Наименование

Расчетная формула

Величина (мм)

Делительный диаметр

d = mnZ / cos b

d1

61,97

d2

218,03

Диаметр окружности

вершин

da = d + 2mn(1 + X)

da1

64,22

da2

220,28

Диаметр окружности

впадин

df = d — 2mn(1,25 — X)

df1

59,16

df2

215,22

Т. к. колеса нарезаны безсмещения исходного контура, для шестерни и колеса Х = 0.

2.3.5 Силы в зацеплении цилиндрической передачи

Силы в зацеплении цилиндрическойпередачи определяем согласно

[1] § 4.9 с. 109

Осевая сила Fa = Ft tg(b)=  3716 * tg( 11,38 °) =747,64 H

Радиальная сила

Fr= Ft tg(a)/cos(b) =  3716*tg(20°)/cos( 11,38 °) = 1380 H

3.3.6 Силы в ременной передаче

Скорость движения ремня придиаметре быстроходного шкива

D =100 мм: Vр =p nномD/60 = p×730 ×0,1/60 = 3,82 м/с.

Угол охвата a1 = 150°,число ремней Z = 3,масса 1 м длины ремня Б: q= 0,18 кг/м.

Коэффициент длины ремня CL = 0,92 [2,табл. 6.14, с 215].

Коэффициент охвата Сa= 0,92 [2, табл. 6.13].

         Коэффициентрежима работы Ср = 1 [2, табл. 6.5].

         Сила натяженияодного клинового ремня:

F0= 780 NCL/(Vр CaCpZр)+ qVр 2 =

= 780×4,24 ×0,92 /( 3,82×0,92×1×3)+ 0,18×3,822=  288,36 Н

Сила, действующая на вал:

Fp= 2 F0Z sin(a1/2) = 2×288,36 ×3×sin(150/2) = 1671 Н

3. Расчетвалов, подбор подшипников3.1 Предварительный расчет валов

Определяем диаметры выходныхконцов валов из расчета на кручение. Материал валов — сталь 40Х ГОСТ 4543-88.

d = (T*10 3/0,2[tk]) 0,33                                                         (5.1)

Где   [tk] = 45 МПа — допускаемое касательное напряжение [2, стр. 249]

d — в мм

Хвостовик первичного вала:

dхв.1= (118,08*10 3/0,2*45) 0,33 = 23,59 мм. Принимаем диаметрхвостовика быстроходного вала равным 0,8 диаметра вала электродвигателя

d1= 25 мм.

Хвостовик тихоходного вала:

dхв.3= (405,93*10 3/0,2*45) 0,33 = 35,60 мм. Принимаем диаметрхвостовика тихоходного вала  38 мм.

Диаметры участков валов в месте посадкизубчатых колес определяем согласно [1, §11.2]:

d > (16 T / p[t]) 1/3

Где   Т — крутящиймомент в Н/мм

         [t] =16 МПа [1]

d1 > (16* 118,08 /p*16)1/3 = 33,50 мм,принимаем d1= 38 мм

d2 > (16* 405,93/p*16)1/3 = 50,56 мм,принимаем d2= 55 мм

3.2. Эскизная компоновка валов

Выполняем эскизную компоновкувалов при разработке сборочного чертежа редуктора. Принимаем предварительно длябыстроходного вала подшипники  7207  ГОСТ 333-79, для тихоходного вала редуктораподшипники 7210  ГОСТ 333-79.

3.3 Проверочный расчет валов

         3.3.1 Схемаприложения сил к валам

<img src="/cache/referats/18450/image017.gif" v:shapes="_x0000_i1032">

3.3.2 Определяем реакции опор иизгибающие моменты быстроходного вала

Реакции опор:

RAH = (Fp(a+b+c)+Fr1*c-Fa1*0.5 d1)/(b+c) =

=(1671(0,094+0,061+0,061)+1380*0,061-747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061)= 3459 Н

RAV = Ft1*c/(b+c) = 3716*0,061/(0,061+0,061) = 1858 Н

RBH = (Fp*a-Fr1*b-Fa1*0,5d1)/(b+c) =

= (1671*0,094-1380*0,061-747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061) =407,91Н

         RBV = Ft1*b/(b+c) = 3716*0,061/(0,061+0,061) = 1858 Н

         RBr = Fa1=  747,64 Н

         Радиальноедавление на подшипники:

FrA= (RAH2+ RAV2)0,5= ( 34592 + 18582)0,5 = 3926 Н

FrB= (RВH2 + RВV2)0,5= ( 407,912 + 18582)0,5 = 1902 Н

Изгибающие моменты:

МАН = Fp*a= 1671* 0,094 =  157,09 Нм

МСН1 = RBH*c= 407,91* 0,061 =  24,88 Нм

МСН2 = RBH*c+ Fa*0,5*d1=407,91*0,061+747,64*0,5*0,062 = 48,05 Нм

МСV = RBV*c = 1858*0,061 =  113,35 Нм

Эпюры изгибающих моментов вгоризонтальной и вертикальной плоскостях:

<img src="/cache/referats/18450/image019.gif" v:shapes="_x0000_i1033">

3.3.3 Определяем реакции опортихоходного вала

RAH= (0,5*d2*Fa2 — Fr*b) /(a+b) =(0,5*218,03*747,64-1380*0,061)/(0,062+    +0,062) = 5894 Н

RВH= (0,5*d2*Fa2 + Fr*a)/(a+b) = (0,5*218,03*747,64-1380*0,062)/(0,062+     +0,062) = 7263 Н

RAV= Ft*b/(a+b) =3716 *0,062/(0,062+0,062) = 1858 Н

RAV= Ft*а/(a+b) = 3716*0,062/(0,062+0,062) = 1858 Н

RBr= Fa2= 747,64 Н

         Радиальноедавление на подшипники:

FrA= (RAH2+ RAV2)0,5= (58942 +18582)0,5 =  6180  Н

FrB = (RВH2 + RВV2)0,5 =(72632 +18582)0,5 = 7497  Н

3.3.4 Выполняем проверочныйрасчет быстроходного вала

Принимаем материал вала сталь 45 ГОСТ 1050 — 88

sв= 800 МПа; sт= 650 МПа; tт= 390 МПа; s-1= 360 МПа; t-1= 210 МПа;

 ys= 0,1; yt= 0,05 [3]

Проверяем сечение вала в месте посадки зубчатого колеса

         Осевой моментинерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

Wос= 0,1dзк3= 0,1* 383 =  5487 мм3

         Максимальноенормальное напряжение:

smax = (MСН22+МСV2) 0,5/ Woc + 4Fa1/pdзк2 =

= (48,052+113,352)0,5*103/5487мм3+4*747,64/p*(38мм)2= 47,49 МПа

         Полярныймомент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

WР= 0,2dзк3= 0,2* 383 = 10970 мм3

         Максимальноекасательное напряжение:

tmax = Тб / WР = 118,08*103/10970 = 10,76 МПа

         В местешпоночного паза по табл. [2, табл. 8.15, 8.17]

Кs= 2,15; Кt= 2,05 для изгиба Кd= 0,85; для кручения Кd= 0,73

Коэффициент влияния шероховатости поверхности: Кf = 1,08 [2, табл.8.18], коэффициент влияния поверхностного упрочнения КV = 1 (без упрочнения).

         Находимкоэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4) [2]:

         КsD = (Кs/Кd + Кf -1)/КV = (2,15 / 0,85 + 1,08- 1)/1 = 2,61

         КtD = (Кt/Кd + Кf -1)/КV = (2,05 / 0,73 + 1,08- 1)/1 = 2,89

         Принимаем, чтонормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т. е. sа= smax = 47,49 МПа,

а касательные напряжения по отнулевому, т. е.

tа= tm =0,5tmax =0,5*10,76 = 5,38 МПа

         Используяформулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальнымнапряжениям

         Ss= s-1/(KsDsa+yssm) = 360/(2,61*51,77+0,1*47,49) = 2,57

         Коэффициент запаса покасательным напряжениям

         St= t-1/(KtDta+yttm) = 210/(2,89*5,38+0,05*10,76) = 13,06

         Результирующий коэффициентзапаса прочности

         S = SsSt/(Ss2+St2)0,5 = 2,57*13,06/(2,572+13,062)0,5 = 2,52

         Для обеспечения прочностикоэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточноговала обеспечены.

         Проверяемсечение вала в месте посадки подшипника

Осевой момент инерции вала вместе посадки подшипника:

Wос= 0,1dп3= 0,1*353 = 4287 мм3

         Максимальноенормальное напряжение:

smax=MАН/WОС+4Fa1/pdзк2=157,090,5*103/4287+4*747,64/p*352=  37,42 МПа

         Полярныймомент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

WР= 0,2dп3= 0,2*353 = 8575 мм3

         Максимальноекасательное напряжение:

tmax = Тб / WР = 118,08*103/8575= 13,77 МПа

         В местепосадки подшипника табл. [2, табл. 8.20] определяем интерполированием значенияотношений Кs/Кd = 3,49; Кt/Кd = 2,9. Коэффициентвлияния шероховатости поверхности: Кf = 1,08 [2, табл. 8.18], коэффициент влиянияповерхностного упрочнения КV= 1 (без упрочнения).

         Находимкоэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4) [2]:

         КsD = (Кs/Кd + Кf -1)/КV = (3,49 + 1,08 — 1)/1= 3,57

         КtD = (Кt/Кd + Кf -1)/КV = (2,9 + 1,08 — 1)/1= 2,98

         Принимаем, чтонормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т. е. sа= smax = 37,42 МПа,

а касательные напряжения по отнулевому, т. е.

tа= tm =0,5tmax =0,5*13,77 =  6,89 МПа

         Используяформулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальнымнапряжениям

         Ss= s-1/(KsDsa+yssm) = 360/(3,57* 37,42+0,1* 47,49) = 2,62

         Коэффициент запаса покасательным напряжениям

         St= t-1/(KtDta+yttm) = 210/(2,89*6,89+0,05*13,77) = 10,20

         Результирующий коэффициентзапаса прочности

         S = SsSt/(Ss2+St2)0,5 = 2,62*10,20/(2,622+10,202) 0,5 = 2,54

         Для обеспечения прочностикоэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточноговала обеспечены.

3.4 Расчет подшипников

3.4.1 Расчет подшипниковбыстроходного вала

Вычисляем базовый расчетныйресурс принятого роликопод­шипника 7207 ГОСТ 8328-75

Исходные данные:

FrA= 3926 Н; FrB= 1902 Н; Fa1= 747,64 Н; nб= 325,89 об/мин;

Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: Cr = 38500 кН

Факторы нагрузки [2, табл. П.10]: e = 0,37; Y = 1,62   

При установке подшипников в распор осевые составляющие:

FaA=0,83 е FrA =0,83*0,37* 3926= 1206 Н

FaB = 0,83 е FrВ =0,83*0,37* 1902= 584,22  Н

Расчетная осевая сила для опоры А: FaАр = FaА= 1206 Н

Так как FaАр/FrА< е, то X = 1; Y = 0

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:

PrА = X FrА + Y FaАр = 1*3926+0* 1206 = 3926 Н

Расчетная осевая сила для опоры В:

FaBр= Fa1+ FaB = 747,64 +584,22 =1332 Н

Так как FaВр/FrВ= 1332 / 1902 = 0,7 > е, то X= 0,4; Y = 1,62     

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:

PrВ = X FrВ + Y FaВр = 0,4*1902 + 1,62 * 1332 = 2919 Н

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре

         Базовыйрасчетный ресурс подшипника:

<img src="/cache/referats/18450/image021.gif" v:shapes="_x0000_i1034">

Полученное значение значительно больше минимальнодопустимого — 20 000 час. Однако, использование подшипника меньшего типоразмеранецелесообразно по конструктивным соображениям.

3.4.2 Рассчитываем подшипникитихоходного вала

Вычисляем базовый расчетныйресурс принятого роликопод­шипника  7210ГОСТ 8328-75

Исходные данные:

FrA= 6180 Н; FrB= 7497 Н; Fa2= 747,64 Н; nт= 91,80 об/мин;

Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: Cr = 57000 кН

Факторы нагрузки [2, табл. П.10]: e = 0,37; Y = 1,6        

При установке подшипников в распор осевые составляющие:

FaA = 0,83 е FrA =0,83*0,37*6180 = 1898 Н

FaB = 0,83 е FrВ =0,83* 0,37 * 7497 = 2302 Н

Расчетная осевая сила для опоры А: FaАр = FaА= 1898 Н

Так как FaАр/FrА< е, то X = 1; Y = 0

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:

PrА = X FrА + Y FaАр =1*6180 + 0*1898 = 6180 Н

Расчетная осевая сила для опоры В:

FaBр= Fa2+ FaB = 747,64+2302  = 3050 Н

Так как FaВр/FrВ= 3050/7497 = 0,41 > е, то X= 0,4; Y = 1,6     

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:

PrВ = X FrВ + Y FaВр =0,4*7497+1,6*3050 = 7879 Н

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре

         Базовый расчетныйресурс подшипника:

<img src="/cache/referats/18450/image023.gif" v:shapes="_x0000_i1035">

Полученное значение значительно больше минимальнодопустимого — 20 000 час. Однако, использование подшипника меньшего типоразмеранецелесообразно по конструктивным соображениям.

<span Arial",«sans-serif»; mso-fareast-font-family:«Times New Roman»;mso-ansi-language:RU;mso-fareast-language: RU;mso-bidi-language:AR-SA;mso-bidi-font-style:italic">
4 Подбор и проверка шпонок

         Размерыпоперечного сечения шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала.

Для крепления шестерни выбираемпризматическую шпонку

10 х 8 х 63 по ГОСТ 23360 — 78[2, табл. 7.7]

         Размерышпонки:

         Высота h = 8 мм; глубина паза вала t1= 4,5 мм;

длина L=63 мм; ширина b= 10 мм

         Расчетнаядлина шпонки: Lр=L — b = 63 — 10 = 53 мм

         Проверяемвыбранную шпонку на смятие

Допускаемое напряжение смятия [sсм] = 50…60 МПа [2, с. 252]

<img src="/cache/referats/18450/image025.gif" v:shapes="_x0000_i1036">

Где   Т — передаваемыймомент, Н/м,         остальные размеры вмм

Для крепления колеса выбираемпризматическую шпонку

18 х 11 х 63 по ГОСТ 23360 — 78[2, табл. 7.7]

         Размерышпонки:

         Высота h = 11 мм; глубина паза вала t1= 5 мм;

длина L=63 мм; ширина b= 18 мм

         Расчетнаядлина шпонки: Lр=L — b = 63 — 18  = 45 мм

         Проверяемвыбранную шпонку на смятие

<img src="/cache/referats/18450/image027.gif" v:shapes="_x0000_i1037">

<span Arial",«sans-serif»; mso-fareast-font-family:«Times New Roman»;mso-ansi-language:RU;mso-fareast-language: RU;mso-bidi-language:AR-SA;mso-bidi-font-style:italic">
5 Подбор муфты

По таблице 9.2 [2] подбираемупругую втулочно-пальцевую муфту ГОСТ 21424-93 по значению момента натихоходном валу Тт =  405,93 Нм иконструктивным соображениям с диаметром под вал 45 мм.

Муфта втулочно-пальцевая М=500Нм, d=45мм, ГОСТ21424-75.

6. Подбор смазки редуктора

         Принимаем, чтоцилиндрическая передача редуктора смазывается погружением колеса в маслянуюванну на глубину 20…30 мм, а подшипники — масляным туманом.

         Выбираем маслоИТП — 200 с кинематической вязкостью 220…240 мм2/с [2, табл. 8.30].Согласно рекомендациям [2, с. 333] принимаем объем масляной ванны 0,35…0,7 л на1 кВт передаваемой мощности. Принимаем объем масляной ванны 2 л.

Список литературы

1.<span Times New Roman"">  

2.<span Times New Roman"">  

еще рефераты
Еще работы по технике