Выходной вал.
Соединение зубчатого колеса и вала ( d=85мм):
,
dm=(82+88)/2=85 мм, l=85-5=80мм, h=(88-82)/2-2×0,5=2 мм,
2×2376×103/(85×10×2×80×0,75)=50 МПа.
Соединение иалой звездочки цепной передачи и вала ( d=75мм):
,
dm=(78+72)/2=75 мм, l=75-5=70мм, h=(78-72)/2-2×0,5=2 мм,
2×2376×103/(75×10×2×70×0,75)=60 МПа.
Шлицевые прямобочные соединения обеспечивают необходимую прочность при деформации смятия.
4.2.Выбор подшипников (в зависимости от воспринимаемой нагрузки и
диаметра вала)
Промежуточный вал.
Предварительно принимаем:
- для левой опоры (1) – радиальный однорядный шарикоподшипник серии 208
(ГОСТ 8338-75): d=40мм, cr=25600 Н,
D=80мм, cor=18100 Н,
B=18мм.
- для правой опоры (2) – роликиподшипник конический однорядный с углом контакта a=25...29° серии 27308 (ГОСТ 7260-70): d=40 мм, cr=47300 Н, е=0,786,
D=90 мм, cor=36500 Н, Y=0,763,
B=23 мм.
Подшипниковый узел фиксирующей опоры образуют два одинаковых конических роликоподшипника, которые рассматриваем как один двухрядный подшипник. При этом:
crS=1,625·cr=1,625·47300=76900 H,
corS=2cor=2·36500=73000 Н.
Расчет количества миллионов оборотов, совершенных подшипником (L) и ресурса работы в часах(Lh):
L=(c/p)m,
где с-динамическая грузоподъмность, Н;
p-эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник,
p=(XVFR+YFA)kбkт,
где X-коэффициент радиальной нагрузки;
Y- коэффициент осевой нагрузки;
V-кинематический коэффициент подшипника, V=1 – при вращении внутреннего колеса;
FR-расчетная радиальная нагрузка на подшипник;
Н,
Н.
kб - коэффициент безопасности, kб=1,1 – для ленточных конвейерлов;
kт - температурный коэффициент, kт=1;
m – коэффициент, учитывающий форму тел качения:
m=3 – для шарикоподшипников,
m=10/3 – для роликоподшипников.
Осевые составляющие от радиальных нагрузок:
S=0,83eFR,
S1=0,83eFR1=0,83·0,44·3370=1230 Н,
где е=0,44 – по таблице при FA/cor=12200/18100=0,674;
S2=0,83eFR2=0,83·0,786·4865=1550 Н.
Осевые силы, нагружающие подшипники:
т.к. S1<S2 и FA>S2-S1, то FA1=S1=1230 H,
FA2=FA1+FA=1230+12200=13430 Н.
Отношение FA1/(V·FR1)=1230/(1·3370)=0,365, что меньше е=0,44. Тогда для опоры 1:
X=1, Y=0.
Отношение FA2/(V·FR2)=13430/(1·4865)=2,761, что больше е=0,786. Тогда для опоры 2:
X=0,4, Y=0,763.
Эквивалентные нагрузки:
P1=FR1·kб·kт=3370×1,1×1=3707 Н,
P2=(0,4×1×4865+0,763·13430)·1,1·1=13420 Н.
Определяем количество миллионов оборотов и ресурс работы:
L1=(25600/3707)3=640,4 миллионов оборотов,
Lh1=106×L/60×n2=106×640,4/60×580=18400 часов.
L2=(76900/13420)3,33=334,75 миллионов оборотов,
Lh1=106×L/60×n2=106×334,75/60×580=9620 часов.
Требуемая долговечкность Lтр=5256 часов.
Так как базовые долговечности выбранных подшипников больше требуемой, то подшипники удовлетворяют заданным условиям работы.
Выходной вал.
Схема установки подшипников - ¢¢враспор¢¢.
Предварительно принимаем роликоподшипники конические однорядные легкой
серии 7215 (ГОСТ 333-71): d=75 мм, cr=97600 Н, е=0,39,
D=130 мм, cor=84500 Н, Y=1,55,
B=28 мм.
Расчет эквивалентной динамической нагрузки:
Н,
Н.
Осевые составляющие от радиальных нагрузок:
S=0,83eFR,
S3=0,83eFR3=0,83·0,39·19440=6300 Н;
S4=0,83eFR4=0,83·0,39·28400=9200 Н.
Осевые силы, нагружающие подшипники:
т.к. S3<S4 и FA>S4-S3, то FA3=S3=6300 H,
FA4=FA3+FA=6300+3670=9970 Н.
Отношение FA3/(V·FR3)=6300/(1·19440)=0,324, что меньше е=0,39. Тогда для опоры 3:
X=1, Y=0.
Отношение FA4/(V·FR4)=9970/(1·28400)=0,351, что меньше е=0,39. Тогда для опоры 4:
X=1, Y=0.
Эквивалентные нагрузки:
P3=FR3·kб·kт=19440×1,1×1=21390 Н,
P4=28400·1,1·1=31240 Н.
Для более нагруженной опоры (4) определяем базовую долговечность выбранных подшипников.
Определяем количество миллионов оборотов и ресурс работы:
L4=(97600/31240)3,33=44,41 миллионов оборотов,
Lh4=106×L/60×n2=106×44,41/60×32=23130 часов.
Требуемая долговечкность Lтр=5256 часов.
Так как базовая долговечность выбранных подшипников больше требуемой, то подшипники удовлетворяют заданным условиям работы.
Содержание
Аннотация…………………………………………………………………………………3
1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт……………………………………..5
2.Прочностной расчёт редуктора. Выбор материала зубчатых колес. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений...................................................................6
2.1 Расчет тихоходной ступени...........................................................................................6
2.2 Расчет быстроходной ступени.....................................................................................11
2.3 Расчет цепной передачи...............................................................................................15
3.Расчёт и проектирование валов.........................................................................................18
3.1 Расчет промежуточного вала….……………………………………………………..18
3.2 Расчет выходного вала.................................................................................................22
4.Выбор шлицев и подшипников, проверка их на прочность…………………………...27
4.1 Выбор шлицевых соединений.....................................................................................27
4.2 Выбор подшипников....................................................................................................28
Список используемой литературы……………………………………………………...34
Список использованной литературы:
1) Чернавский А.В. ,,Проектирование механических передач”;
2) Доугов В.В. ,,Приводы машин.Справочник”;
3) Решетова В.А.,,Атлас конструкций. Детали машин”;
4) Кудрявцева В.Н. ,,Курсовое проектирование деталей машин”.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.