close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Kursovaya rabota - Chernyaev

код для вставкиСкачать
ГБОУ СПО КАТ №9
Пояснительная записка
К расчетно - графической работе
На тему: Расчет и проектирование одноступенчатого редуктора
общего назначения.
Выполнил: студент группы 2р-7 Черняев И.Д.
Проверила: Гордеева И.В.
Исходные данные.
Вариант №26
Тип редуктора - цилиндрический (косозубый).
Мощность на выходе - P3 = 4,4кВт.
Частота вращения ведомого вала - n3 = 90 об/мин
Редуктор предназначен для длительной эксплуатации, мелкосерийного производства с нереверсивной нагрузкой.
Кинематическая схема:
Задание.
Выполнить расчеты по этапам:
Подбор электродвигателя.
Расчет общего передаточного числа.
Кинематический расчет валов.
Расчет плоскоременной передачи.
Расчет цилиндрической (косозубой) передачи.
Проектировочный расчет тихоходного вала.
Подбор подшипников качения тихоходного вала.
1-й Этап: Подбор электродвигателя.
Pэл.дв. = P_3/(η_(общ.) ) ,
где ηобщ. - общий КПД:
ηобщ. = ηред. · ηрем.
Выбираем восьмую степень точности:
Получаем: ηред. = 0,96 (из т. 2.3 , стр.59)
ηрем. = 0,96 (из т. 4.5 , стр.116)
Находим: ηобщ. = 0,96 * 0,96 = 0,9216 =>
Pэл.дв. = (4,4кВт )/(0,9216 ) = 4кВт
Электродвигатель выбираем по таблице 2.8 , стр. 71
Марка - 4AM132S8УЗ
Мощность - 4кВт.
nэл.дв. =720 об./мин.
2-й Этап: Расчет общего передаточного числа.
uобщ. = uред. · uрем. uобщ. = n_(эл.дв)/n_3 = 720/90 = 8
Под полученное значение Uобщ. подбираем:
uред. = 2 (из т. 2.7)
uрем. = 4 (из т. 2.7)
Проверяем: uобщ. = uред. · uрем. = 2 · 4 = 8 (с расчетом совпадает)
3-й Этап: Кинематический расчет валов.
Вал №1: Р1 = Рэл.дв. = 4 кВт
n1 = nэл.дв. = 720 об./мин.
ω1 = (π · n_1)/30 =2260,8/30 = 75,36 рад/с
Т1 = (Р_(1 )· 〖10〗^3)/ω_1 = (4000 )/75,36 = 53,08 Н·м
Вал №2: Р2 = Р1 · ηрем. = 4 · 0,96 = 3,84 кВт
n2 = 〖n 〗_(эл.дв.)/u_(рем.) = 720/4 = 180 об./мин.
ω1 = (π ·〖 n〗_2)/30 =565,2/30 = 18,84 рад/с
Т1 = (Р_(2 )· 〖10〗^3)/ω_2 = (3840 )/18,84 = 203,82 Н·м
Вал №3: Р3 =Р1 · ηред. = 3,84 · 0,96 = 3,69 кВт
n3 = 〖n 〗_(эл.дв.)/u_(ред.) = 180/2 = 90 об./мин.
ω3 = (π ·〖 n〗_3)/30 =282,6/30 = 9,42 рад/с
Т3 = (Р_(3 )· 〖10〗^3)/ω_3 = (3690 )/9,42 = 391,72 Н·м
4-й Этап: Расчет плоскоременной передачи.
А. Проектировочный расчет:
1) Выбираем резинотканевый ремень.
2) Диаметр меньшего шкива:
d1 = (52...64) 3 √(T_3 ) =>
d1min = 52 · 3,76 = 195,52 мм.
d1max = 64 · 3,76 = 240,64 мм.
Выбираем d1 =200 мм. (По стандартному ряду)
3) Скорость ремня:
υ = (π · d_1· n_1 )/(60 · 〖10〗^3 ) ≤ [υ],
где [υ] = 30 м/с. => υ = (3,14 ·200 ·720)/(60 · 〖10〗^3 ) = 7,54 м/с.; 7,54 м/с. ≤ 30 м/с.
4) Диаметр большего шкива:
d2 = d1 · uрем. · (1 - ε) = 200 · 4 · (1 - 0,015) = 788 мм. = 800 мм. (По стандартному ряду)
5) Фактическое передаточное число:
uф. = d_2/(d_1·(1- ε)) = 800/197 = 4,12
Отклонение ∆u от заданного u:
∆u = ((u_ф - u))/u · 100% ≤ 5% =>
∆u = ((4,12-4))/4 · 100% = 0.12/4 · 100% = 3%; 3% ≤ 5%
6) Межосевое расстояние:
a ≥ 1,5 (d1 - d2) ≥ 1,5 · (200 + 800) ≥ 1500 мм.
7) Расчетная длина ремня:
Lp = 2a + 0,5π · (d1 + d2) + 〖0,25 ·(d_2 - d_1)〗^2/a = 3000 + 1570 + 60 = 4630 мм. =>
Lp = 5000 мм. (По стандартному ряду)
8) Частота пробегов ремня:
U = (υ · 〖10〗^3)/L ≤ [U] = 15 1⁄c => U = (7,54 · 〖10〗^3)/5000 = 1,5 1⁄c 1,5 1⁄c ≤ 15 1⁄c
9) Уточнение межосевого расстояния:
a = 1/8 · [2L_(p )· π·(d_1+d_2)+√((2L_p-π·〖(d_1+d_2))〗^2- 8〖(d_2-d_1)〗^2 )] = 1/8 ·[2 ·5000 - π·1000+√((2·5000-π·〖(1000))〗^2-8〖(600)〗^2 )] = 1688,35 мм.
10) Угол обхвата ремнем малого шкива:
α1 = 180° - 57° · (d_2 〖-d〗_1)/a > [α1] = 150° =>
α1 = 180° - 57° · (800-200)/1688,35 = 160° > 150° 11) Толщина ремня:
δ = d_1/40 = 200/40 = 5 мм. = 6 мм. (По стандартному ряду) 12) Окружная сила, передаваемая ремнем:
Ft = (2T_(1 )· 〖10〗^3)/d_1 = (2 ·53080)/200 = 530,8 H.
13) Допускаемая номинальная удельная окружная сила:
[p]о = S - W · δ/d_1 = 2,5 - 10 · 6/(200 ) = 22 Н/мм2.
14) Допускаемая удельная окружная сила:
[p] = ([p]_(0 )∙ С_(α )∙ С_(υ )∙ C_θ)/C_p , где:
Cα = 0,94
Cυ = 1,01
CѲ = 1
Cp = 1
[p] = (2,5 ∙ 0,94 ∙ 1,01 ∙ 1)/1 = 2,09 Н/мм2
15) Ширина ремня b, мм:
b = F_t/(δ ∙ [p] ) = 530,8/(6 ∙ 2,09) = 42,33 = 40 мм.
B = 50 мм.
16) Площадь поперечного сечения ремня: A = b·δ = 40 · 6 = 240 мм2.
17) Сила предварительного натяжения ремня:
F0 = A · σ_0 = 240 · 1,8 = 432 H.
18) Силы натяжения ветвей ремня F1 и F2:
F1 = F0 + F_t/2 = 432 + 530,8/2 = 697,4 H.
F2 = F0 - F_t/2 = 432 - 530,8/2 = 166,6 H.
19) Сила, действующая на вал:
Fb = 2F0 · sin α_1/2= 2 · 432 · sin 160/2 = 846,72 H. Б. Проверочный расчет:
1) Проверка прочности ремня по максимальному напряжению ведущей ветви:
σ_max=σ_1+σ_υ+σ_(u_1 )≤[σ]_p, где
[σ]_p - допускаемое растяжение = 8 Н/мм2
σ_υ=ρ∙υ^2∙〖10〗^(-6) (Н/мм2) для плоских ρ=1000...1200 кт/м3 =>
σ_υ=1100∙56,85∙〖10〗^(-6)=0,06 Н/мм2.
σ1 = F_1/A = 697,4/240 = 2,91 Н/мм2.
σ_(u_1 )= E · 〖δ/d〗_1= (90 ∙ 6)/200 = 2,7 Н/мм2.
2,91+0,06+2,7=5,67 Н/мм2.
5,67 Н/мм2. < 8 Н/мм2. => Условие выполняется.
5-й Этап: Расчет цилиндрической (косозубой) передачи
1) Материалы зубчатых колес.
Желая получить ограниченные габариты редуктора, по табл. 9.2 для зубчатых колес выбираем одну и ту же марку стали 40ХН, но с различной термообработкой: для шестерни - улучшение паковки и закалка ТВЧ поверхности зубьев до твердости 49...54 HRCэ, σт = 750 Н/мм2, предлагаемый диаметр заготовки D ≤ 200 мм; для колеса улучшенная паковка с твердостью 269...302 HB2, σт = 750 Н/мм2, предполагаемая ширина заготовки S = 125 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни - 51 HRCэ (≈ 510 HB1); колесо - 285 HB2. При этом обеспечивается требуемая разность твердостей HB1 - HB2 = 510 - 285 = 225 > 80
2) Допускаемые контактные напряжения по формуле: [σн] = σ_но/S_н · KHL Для материала зубьев шестерни применяем сквозную закалку нагревом ТВЧ (предполагая модуль m < 3 мм); σно = 17 HRCэ + 200; [Sн] = 1,2 и KHL = 1. Для материала зубьев колеса: σно = 2HB + 70; [Sн] = 1,1 и KHL = 1
[σн]1 = (17 HRC_э+ 200)/S_н · KHL = (17 · 51 + 200)/1.1 · 1 = 889 Н/мм2.
[σн]2 = (2 HB + 70)/S_н · KHL = (2 · 582 + 70)/1.1 · 1 = 582 Н/мм2.
Среднее допускаемое контактное напряжение:
[σн] = 0,45 · ([σн]1 + [σн]2) = 0,45 · (889 + 582) = 662 Н/мм2.
При этом условии [σн] = 662 Н/мм2. < 1,23 [σн]2 = 1,23 · 582 =716 Н/мм2. => Условие соблюдается.
3) Допускаемое напряжение изгиба по формуле: [σF] = 〖σ 〗_FO/([S_F]) · KFC · KFL Для материала зубьев шестерен: σFO = 550 Н/мм2; [SF] = 1,75; KFC = KFL = 1. Для материала зубьев колеса: σFO = 1,8 HB2; [SF] = 1,75; KFC = KFL = 1
[σF]1 = 550/1,75 · 1 · 1 = 314 Н/мм2.
[σF]2 = (1,8 · 285)/1,75 · 1 · 1 = 293 Н/мм2.
4) Расчетные коэффициенты:
Принимаем Ψа = 0,4, как для симметрично расположенных колес и коэффициент Kнβ = 1, как для прирабатывающихся колес (твердость колеса 285 HB2, нагрузка постоянная) 5) Межосевое расстояние передачи:
aw = 43 · (uред + 1)·∛((T_3 K_нβ)/(〖[σ_н]〗^2 u^2 Ψ_a )) = 43 · 3 ∛((391,72 ·〖10〗^3·1)/(438244 ·4 ·0,4)) = 134,16 мм. = 140 мм. (По стандартному ряду)
6) Ширина зубчатого венца:
колеса: b2 = Ψа · aw = 0,4 · 140 = 56 мм.
шестерни: b1 = 1,12 · b2 = 63 мм.
7) Нормальный модуль зубьев:
mn ≥ (5,8 ·〖 T〗_(3 )· (u_ред+ 1))/(u_(ред )· · b_2 · [〖σ_F]〗_2 ) = (5,8 ·391,72 · 〖10〗^3·3)/(2 ·140 ·56 ·293) = 6815930/4594240 = 1,48 мм = 1,5 мм (по ст. ряду)
8) Минимальный угол наклона зубьев:
sin⁡〖β_min 〗 = 4 · m_n/b_2 = 4 · 1,5/56 = 4 · 0,0268 = 0,1072 =>
β_min = 6° 12'
9) Суммарное число зубьев:
ZΣ = 2aw · cos⁡〖β_min 〗/m_n = 280 · 0,99/1,5 = 184,8 = 185 (По стандартному ряду)
10) Фактический угол наклона зубьев:
cos⁡β = (m_n· Z_Σ)/(2a_w ) = 277,5/280 = 0.9910 => β = 7° 42'
11) Число зубьев шестерни и колеса:
Z1 = Z_Σ/((u+1)) = 61,6/3 = 61,6 = 62 шт.
Z2 = ZΣ - Z1 = 185 - 62 = 123 шт.
12) Фактическое передаточное число:
u_ф=z_2/z_1 =123/62=1,98
Отклонение от заданного:
∆u=(u_ф-u)/u∙100%=(1,98-2)/2∙100%=-1%
13) Основные геометрические размеры передачи.
Делительные параметры:
d_1=(m_n z_1)/cosβ=(1,5∙62)/0,99=93,94 мм.
d_2=(m_n z_2)/cosβ=(1,55∙123)/0,99=186,36 мм.
Межосевое расстояние:
a_w=(〖(d〗_1+d_2))/2=(93,94+186,36)/2=140,15 мм.
Диаметр окружности вершин зубьев шестерни и колеса:
d_a1=d_1+2m_n=93,94+2∙1,5=96,94 мм.
d_a2=d_2+2m_n=186,36+2∙1,5=189,36 мм.
14) Пригодность заготовок шестерни и колеса.
Диаметр заготовки шестерни D и ширина заготовки колеса S:
D=d_a1+6мм=96,94+6=102,94 мм.<200 мм.
S=b_2+4мм=56+4мм=60 мм<125 Заготовка колеса монолитная. Условия пригодности заготовки колес выполняются.
15) Окружная скорость колес и степень точности передачи:
υ=(πn_2 d_1)/60=(π∙180∙93,94∙〖10〗^(-3))/60=0,88 м/с.
по табл. 9.1 для уменьшения динамической нагрузки выбираем 8-ую степень точности.
16) Силы в зацеплении:
Окружная сила:
F_t=(2T_3)/d_2 =(2∙391,72∙〖10〗^3)/186,36=4203 Н.
Радиальная сила:
F_r=(F_t tgα_w)/cosβ=(4203∙tg〖20〗^0)/0,99=1528,36 Н.
Осевая сила:
F_a=F_t tgβ=4203∙0,017=568,27 Н.
17) Принимаем расчетные коэффициенты:
K_Hυ=1,1 ; K_Hα=1,12
18) Расчетное контактное напряжение:
σ_H=266/(a_w u_ф )·√((T_3 K_Hα K_Hβ K_H (u_ф+1)^3)/b_2 )=
=266/(125∙4,46)·√((391,72∙〖10〗^3∙1,12〖∙1∙1,1·2,98〗^3)/56)=453,67 Н/〖мм〗^2<[σ_H ]=662 Н/〖мм〗^2
Контактная прочность зубьев обеспечивается.
19) Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
z_υ1=z_1/(〖cos〗^3 β)=62/0.97=63,92
z_υ1=z_2/(〖cos〗^3 β)=123/0.97=126,8
Коэффициент формы зуба YF: шестерни YF1 = 4,02
колеса YF2 = 3,6
20) Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб:
Шестерня: [σ_F ]_1/Y_F1 =314/4,02= 78,1 Н/мм2
Колесо: [σ_F ]_2/Y_F2 =293/3,6= 81,4 Н/мм2
Прочность зубьев шестерни оказалась ниже прочности колеса, поэтому проверочный расчет передачи колеса на изгиб надо выполнять по зубьям шестерни.
21) Принимаем коэффициенты: K_Fβ=1; K_Fα=0,91; K_Fυ=1,2; коэффициент, учитывающий наклон зуба:
Y_β=1-β^0/〖140〗^0 =1-0,055=0,945
22) Расчетное напряжение изгиба в основании ножки зуба шестерни:
σ_F1=Y_F1 Y_β F_t/(b_2 m_n ) K_Fα K_Fβ K_Fυ=4,02∙0,945·4203/(56∙1,5)·0,91∙1,∙1,2=207,58 Н/〖мм〗^2 207,58 Н/〖мм〗^2 < [σF]1 = 314 Н/〖мм〗^2 => прочность зубьев на изгиб обеспечивается.
6-й Этап: Расчет тихоходного вала цилиндрического косозубого редуктора.
А. Спроектировать тихоходный вал редуктора, сделать проверочный расчет на статическую прочность и на выносливость, подобрать для этого вала подшипники.
Исходные данные:
Окружная сила: F_t=4203 Н.
Радиальная сила: F_r=1528,36 Н.
Осевая сила: F_a=568,27 Н.
Вращающий момент на валу: T3 = 391,72 кН · м
Диаметр делительной окружности колеса: d2 = 187 мм
Ширина колеса: b2 = 56 мм
Консольная нагрузка на валу от соединительной муфты:
Fм = 23 · ∛(〖T_3〗^2 ) = 23 · 53,56 = 1,23 кН
Частота вращения вала: ω3 = 9,42 1⁄c
1) Ориентировочный расчет и конструирование вала:
Материал вала - Сталь 45
[τк] = 30...40 МПа - допускаемое напряжение при расчете вала на кручение ( величина напряжения принимается заниженной, т.к. вал работает еще на изгиб)
2) Условие прочности при кручении:
M_x/W_p ≤〖[τ]〗_к ; T_3/(0,2 d^3 )≤〖[τ]〗_к ; d≤∛(T_3/(0,2 〖[τ]〗_к ))
3) Определить диаметр вала на выходе:
d2 вых. = ∛(T_3/(0,2 〖[τ]〗_к )) = ∛((391,72·〖10〗^3 )/(0,2·35)) = 38,24 мм. = 40 мм. (По стандартному ряду)
4) Определить диаметр вала под крышку подшипника с уплотнением:
d2 упл.= d2 вых. + 2t , где t ≈ 2,5 мм. - высота буртика
d2 упл.=40 + 5 = 45 мм.
5) Диаметр вала под подшипник:
d2 п. = 50 мм. (По стандартному ряду)
6) Диаметр буртика подшипника:
dб.п.= d2 п.+ 3,2 r, где r ≈ 2...2,5 мм. - фаска конец подшипника
dб.п.= 50 + 3,2 · 2 = 56,4 мм. = 60 мм. (По стандартному ряду) 7) Диаметр вала на колесо:
d2 к. = 63 мм. (По стандартному ряду)
8) Длины участков вала:
Длина на выходе:
l2 вых. = 1,35 · d2 вых. = 1,35 · 40 = 54 мм. = 56 мм. (По стандартному ряду)
Длина полумуфты:
L = 85 мм. => увеличиваем l2 вых. до 90 мм.
Длина участка под крышку с уплотнением и подшипник:
l2 п. = 1,25 · d2 п. + B, где B - ширина подшипника
l2 п. = 1,25 · 50 + 20 = 76,25 мм. = 80 мм. (По стандартному ряду)
Расстояние между внутренними поверхностями стенок корпуса редуктора:
l3 = lступ. + 2y ,
где lступ. - длина ступицы колеса, lступ. = b2 = 56 мм.
y - расстояние от внутренней поверхности стенки корпуса до вращающейся детали, y ≈ 8 мм.
l3 = 56 + 16 = 72 мм. Б. Проверочный расчет вала колеса на статическую прочность ( совместное действие изгиба и кручения)
1) Составить схему нагружения валов:
2) Определить опорные реакции и построить эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях:
ΣMB = 0; FM · 160 + Ft · 46 - Rcz · 92 = 0
Rcz = (F_M · 160+ F_(t )· 46)/92= = (1,23 · 160+4,2 · 46)/92 = 4,29 кН.
ΣMС = 0; FM · (160 + 92) + RBZ · 92 - Ft · 46 = 0
RBZ = (〖 F_(t )· 46 - F〗_M · 252)/92 = (4,2 ·46-1,23 ·252)/92 = -1,32 кН.
Изгибающие моменты в сечениях вала:
Вертикальная плоскость:
MD = 0; MB = FM · 160 = 1.23 · 160 = 196,8 кН·мм
MC = 0; ME = Rcz · 46 = 4,29 · 46 = 194,34 кН·мм
Горизонтальная плоскость:
M = Fa · d_2/2 = 0,57 · 187/2 = 53,29 кН·мм
ΣMB = 0; Fr · 46 + M - RCy · 92 = 0
RCy = (F_r · 46 + M)/92 = (1,53 · 46 +53,29)/92 = 1,35 кН.
ΣMС = 0; RBy = (〖-F〗_r · 46 + M)/92 = (-1,53 · 46 +53,29)/92 = -0,18 кН.
Изгибающие моменты: MB = 0; MC = 0: MEпр. = RCy · 46 = 1,35 · 46 = 62,1 кН·мм.
MСлев .= 62,1 - M = 8,81 кН·мм.
Построить эпюру крутящего момента:
MК = T3 = 391,72 кН·мм.
3) Опасным сечением вала является сечение E.
Определить напряжение в сечении E.
σ_max=M_экв/(0,1∙〖d_(2 к)〗^3 )=√(〖M^2〗_(верт.)+〖M^2〗_(гор. )+〖M_к〗^2 )/(0,1∙〖63〗^3 )=(〖10〗^3 √((197,34)^2+(〖62,1)〗^2+(〖391,72)〗^2 ))/(0,1∙〖63〗^3 )=
=17,72 МПа<[σ]=50МПа- условие выполяется. В. Проверочный расчет вала колеса на выносливость.
1) Рассмотрим сечение вала, которое является концентратором напряжений - шпоночный паз:
По диаметру вала выбираем призматическую шпонку.
Для d_2к=63мм. по ГОСТ размеры шпонки b∙h=18∙11 (мм)
Длина шпонки (l_(шп.)) зависит от длины ступицы колеса (l_(ст.)) или ширины зубчатого венца 〖(b〗_2). В данном случае она равна:
l_шп=l_ст-(4...5)мм.=56-4=52 мм.=53мм. (По стандартному ряду).
Глубина паза вала: t_1=5 мм.
По таблице 3.1 для стали 45 определяем:
σ_в=780 Н/〖мм〗^2 ;
σ_(-1)=360 Н/〖мм〗^2 ; σ_(τ-1)=200 Н/〖мм〗^2 2) Определяем коэффициент запаса прочности по сопротивлению усталости:
s=(s_σ∙s_τ)/√(〖s_σ〗^2+〖s_τ〗^2 ),
где s_σ-коэффициент запаса прочности-по нормальным напряжениям;
s_τ - коэффициент запаса прочности-по касательным напряжениям.
s_σ=(σ_(-1) )_D/(σ_и∙〖(K_(σ))〗_D ); (〖σ_(-1))〗_D=σ_(-1)/(K_σ )_D ; s_τ=(τ_(-1) )_D/(τ_К/2∙(K_τ )_D ) ; (τ_(-1) )=τ_(-1)/〖(K_(τ))〗_D .
Коэффициенты концентрации напряжений:
(K_σ )_D=(K_σ/K_d +1/K_F -1)∙1/K_υ ;
где 〖 K〗_σ=1,55 - табл. 3.4;
K_d=0.78 - табл. 3.7;
K_F=1 - табл. 3.8;
K_υ=1,7 - табл. 3.9;
(K_σ )_D=(1,55/0,78+1/1-1)∙1/1,7=1,17
(K_τ )_D=(K_τ/K_d +1/K_F -1)∙1/K_ν ;
где K_τ=1,7 - табл. 3.4;
K_d=0,72 - табл. 3.7; K_F=1 - табл. 3.8;
K_v=1,7 - табл. 3.9;
(K_τ )_D=(1,7/0,72+1/1-1)∙1/1,7=1,39
Предел выносливости в рассматриваемом сечении:
(〖σ_(-1))〗_D=σ_(-1)/(K_σ )_D =360/1,17=308 Н/〖мм〗^2
(τ_(-1) )=τ_(-1)/〖(K_(τ))〗_D =200/1,39=144 Н/〖мм〗^2
Определим 〖 σ〗_a=σ_и и τ_a=τ_К/2 σ_и=M_(изг.Σ)/W_нетто ;
W_нетто=21938 〖мм〗^3
M_(изг. Σ)=√(〖M_верт〗^2+〖M_гор〗^2=)
τ_к=M_2к/W_(p нетто) ;
W_(p нетто)=47411 〖мм〗^3
〖=10〗^3 √(〖197,34〗^2+〖62,1〗^2 )=206880 Н·мм.
σ_и=206880/21938=9,4 Н/〖мм〗^2 τ_к=(391,72∙〖10〗^3)/47411=8,26 Н/〖мм〗^2
s_σ=308/(9,4·1,17)=28
s_τ=144/(8,26/2∙1,39)=25
s=(s_σ∙s_τ)/√(〖s_σ〗^2+〖s_τ〗^2 )=(28∙25)/√(〖28〗^2+〖25〗^2 )=700/37,8=18,6
S=18,6>[S]=2,5 => условие прочности выполняется.
7-й Этап: Подбор подшипников качения.
Подобрать подшипники для ведомого вала цилиндрического косозубого редуктора:
F_t=4200 Н;
F_r=1530 Н; F_a=570 Н;
d_2=187 мм.
Частота вращения вала: n_3=90 (об.)/(мин.)
Диаметр цапф: 〖 d〗_2n=50 мм. Расстояние: l=46 мм. Температура подшипника: t<〖100〗^0 С. Требуемая долговечность подшипника L_h=10000 ч при 90%-ной надежности.
Условия работы подшипников обычные.
1) Рассмотрим реакции опор в горизонтальной плоскости от силы Ft вследствие симметрии конструкции:
Rby = -180 H., Rcy = 1350 H.
2) Реакции опор в вертикальной плоскости от сил Fr и Fa определяем методом сопротивления материалов:
Rbz = -1320 H., Rcz = 4290 H.
3) Суммарные радиальные опорные реакции:
R_rB=√(〖R_bz〗^2+〖R_by〗^2 )=√(〖(-1320)〗^2+(-〖180)〗^2 )=1322 Н.
R_rС=√(〖R_cz〗^2+〖R_cy〗^2 )=√(〖(4290)〗^2+〖(1350)〗^2 )=4497 Н.
4) Выбор типа подшипника:
Для опор валов цилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники. При наличии осевой силы необходимо проверить пригодность этих типов подшипников для опор валов.
Осевая нагрузка F_a действует на опору, поэтому для этой опоры определяем отношение: F_a/((VR_rC)) = (570 Н.)/(1 ·4497 Н.) = 0,13 < 0,35
В этом случае принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники.
5) Проверяем возможность установки подшипника легкой серии 210, для которой из каталога выписываем: C_(0 r)=19800 Н.
C_r=35100 Н.
6) В соответствии с условиями работы подшипника принимаем коэффициенты:
V=1;
K_б=1,4;
K_Т=1.
Для радиальных шарикоподшипников R_a=F_a, поэтому для определения коэффициентов X и Y находим отношение:
R_a/C_(0 r) = 570/19800 = 0,028 и по таблице принимаем e=0,22
Так как F_a/((VR_rC)) = 0,13 <e=0,22, то выбираем X=1;Y=0
Принимаем: a_1=1; a_23=0,7
7) Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника С.
R_эC=(XVR_rC+YR_a )·K_б·K_Т=(1∙1∙4497+0∙570)·1,4∙1=6296 Н.
8) Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника B.
R_эB=VR_rB·K_б·K_Т=1∙1322∙1.4∙1=1850 Н.
9) Базовая долговечность более нагруженного подшипника С.
L_10=a_1·a_23·〖((C_r )/R_эC )〗^p=1∙0,7∙( 35100/6296)^3=121 млн. об.
10) Базовая долговечность подшипника С.
L_10h=(〖10〗^6·L_10)/(60〖·n〗_3 )=(〖10〗^6·121)/(60∙90)=22407 ч, что больше требуемой долговечности.
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
51
Размер файла
466 Кб
Теги
chernyaev, kursovaya, rabota
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа