Привод машинного агрегата
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное агентство по образованию
ГОУ ВПО Череповецкий государственный университет
Институт металлургии и химии
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
по дисциплине: „Детали машин и основы конструирования»
к курсовому проекту на тему:
«Привод машинного агрегата»
вариант 1.10
Разработал:
гр. 3ОМ-21
Руководитель: Жучков Ю.С.
Дата защиты
Отметка о защите
г.Череповец 2006/07 уч. год
Содержание:
Введение…………………………………………………………
Задание к курсовому проекту……………………………………………………4
Схема привода……………………………………………………………
- Расчет ременной передачи привода………………………………………6
- Расчёт зубчатой передачи редуктора…………………..............
................9 - Предварительный расчет валов………………………................
.............14 - Проверка прочности валов ……………..……………..................
............19 - Выбор и расчет подшипников…………………………………………...
.21 - Выбор и расчет шпонок…………………………………………………..23
- Подбор муфты…………………………………………………………….2
5 - Конструирование корпуса редуктора…………………………………....26
- Смазка редуктора………………………………………......
......................28
10) Технология сборки редуктора…………………………………………...28
Список литературы ………………………………………...............
Введение
Редуктором называют зубчатый, червячный или зубчато-червячный передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости, а, следовательно, повышения вращающего момента. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называются мультипликаторами. В редукторах обычно применяют зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением, иногда используют зацепление М.Л.Новикова.
Редуктор проектируется для привода данной машины или по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Редуктора классифицируют:
- По виду передач – на цилиндрические с параллельными осями валов; конические с перекрещивающимися осями валов; червячные с перекрещивающимися осями валов; комбинированные конически-цилиндрические; зубчато-червячные и другие.
- По числу пар – одноступенчатые цилиндрические с прямозубыми колесами с
u £ 7 , с косозубыми или шевронными колесами при u£10 и Р£50 кВт; одноступенчатые конические с прямыми, косыми и криволинейными зубьями при u £ 5 и Р £ 100кВт; одноступенчатые червячные при u = 8...80 и Р £ 50кВт; многоступенчатые.
Зубчатая передача, оси валов которой пересекаются, называется конической. Конические зубчатые колеса изготавливают с прямыми, косыми и криволинейными зубьями и применяют там, где возникает необходимость передачи момента с одного вала к другому с пересекающимися осями. Конические зубчатые редуктора проектируют сравнительно небольших мощностей, так как консольное расположение шестерни на валу при значительных силах в зацеплении приводит к большим деформациям, нарушающим точность зацепления и нормальную работу передачи. Иногда применяют конические передачи, в которых шестерня расположена между опорами, а не консольно. Такая конструкция сложнее и дороже.
2. Задание к курсовому проекту
Спроектировать привод рабочей машины, включающий электродвигатель, ременную передачу, редуктор и муфту.
Тип двигателя – 4A 180 S4У3
Ременная передача – поликлиновая
Зубчатая передача редуктора – шевронная
Передаточное число:
Uрем = 1,6
Uред = 2,8
Муфта на выходном валу – зубчатая
Режим работы привода – 2-х сменный
Тип редуктора – косозубый
L = 19000 часов
Мощность Pдв = 22,0 кВт
Частота – nдв = 1470 об/мин
КПД:
Редуктора – ηред = 0,98
Муфты - ηм = 0,99
Ременной передачи – ηрем = 0,95
Схема привода
1. Исполнительный механизм;
2. Зубчатая передача;
3. Редуктор;
4. Муфта;
5. Электродвигатель.
1)Расчет ременной передачи привода
Определяем вращающий момент на ведущем валу ременной передачи:
Твед = Тэ.д =( Рэ.д/π*nдв)*30*103 =(22/3,14*1470)*30*103 = 142,98 (Н*м)
Определяем диаметр ведущего шкива:
D1 = к*(Твед)1/3 = 3*(142,98)1/3 = 160 (мм)
Рассчитаем скорость ремня:
V = π*D1*nдв/60*103 = 3,14*160*1470/60*103 = 12,3 (м/с)
Выбираем тип ремня в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом: М
L0 = 2240
Определяем диаметр ведомого шкива:
D2 = D1 *Uрем= 160*1,6= 256(мм)
Выбираем из стандартного ряда и получаем D2 = 250 (мм)
Уточняем передаточное число
Uфакт = D2/D1*(1-ξ) = 250/160*0,99 = 1,546
Уточняем частоту вращения ведущего вала редуктора
nвед = n1 ред = nдв / Uфакт = 1470/1,546 = 950 (об/мин)
Находим межосевое расстояние ременной передачи
апредв =1,5(D1 + D2) =1,5(160 + 250) = 615 (мм)
Определяем длину ремня
L = 2*a + π/2 * (D1 + D2) + (D1 – D2)2 / 4*a = 2*615 + 3,14/2*(160+250) + (160-250)2 / 4*615= 1877 (мм)
Выбрав из нормального, ряда получаем: L = 2240 (мм)
Далее межосевое расстояние определяем по формуле:
a = (2*Lp – π*(D1 + D2) + ((2*L-π*(D1 + D2))2 – 8*(D1-D2)2)1/2) / 8 = (2*1900 – 3,14*(160+250)+((2*1900-3,14*(
Определяем угол обхвата
α = 1800 –57 *(D2 – D1) / a = 1800 - 57*(250-160) / 312,5 = 163,580
Cα = 0,98
СL = 1,03
Среж = 0,8
По таблице интерполированием находим допускаемую мощность
Р0 = 12,22 кВт
Тогда допускаемая мощность ремня вычисляется по формуле
Рдоп = Р0 * Сα * СL * Среж = 12,22*0,98*1,03*0,8 = 9,86 (кВт)
Определяем требуемое число клиньев ремня
z = 10*Pдв /Рдоп = 10*22/9,86 = 22
Вращающий момент на ведущем валу редуктора
T1 = Tдв *Uрем*ηрем = 142,98*1,546*0,95 = 210 (Н*м)
Определим окружную силу Ft, Н, передаваемую ремнем:
Ft=Pном*103/v=22*103/12,3=
где Pном- номинальная мощность двигателя, кВт
Определим силу предварительного натяжения ремня Fo, H:
Fo = 850*Рном*Сl/v*Cα*Cр
Fo = 850*22*1,03/12,3*0,98*0,8=1997 Н
Определим силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня, Н:
F1=F0+Ft/2=1997+1788,6 /2=2891,3 Н
F2=F0-Ft/2=1997 -1788,6 /2=1102,7 Н
Определить силу давления ремня на вал Fon, H:
Fon=2*F0 *sin(α1/2)=2*1997 *sin(163,58/2)=3953 Н
где — угол обхвата ремнем ведущего шкива
Определим частоту пробегов ремня U,c-1:
U=V/L0≤[U], L0=1,6м
U=12,3/1,6=7,68
где - допускаемая частота пробегов;
L0- стандартная длина ремня, м.
Проверочный расчет
А=0,5*b*(2H-h)
b=17*p=17*9.5=162 мм
А=0,5*162*(2*16,7-10,35)=1867 мм2
Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм2:
где а) — напряжение растяжения, Н/мм2;
=F0/A+Ft/(2*A)= 1997/1867+1788,6 /(2*1867)=1,54 Н/мм2
Значения Ft, Н; А, мм2; Fo, Н;
б) — напряжения изгиба, Н/мм2;
Здесь Еи=8О...1ОО/мм2 — модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; d1 мм; , мм.
в)
— напряжения от центробежных сил, Н/мм2.
Здесь
— плотность материала ремня,
кг/м3;
= 1250... 1400 кг/м3 —для поликлиновых ремней;
, м/с
г)
— допускаемое напряжение растяжения,
Н/мм2;
= 10 Н/мм2 — для клиновых ремней;
Таблица 5.3.Параметры поликлиноременной передачи, мм
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
Тип ремня |
Поликлиновой |
Частота пробегов ремня U, 1/с |
7,68 |
Межосевое расстояние а |
312,5 |
диаметр ведущего шкива d1 |
160 |
Сечение ремня |
М нормальное |
диаметр ведомого шкива d2 |
250 |
Количество ремней Z |
22 |
максимальное напряжение smax, Н/мм2 |
6,479 |
Длина ремня l |
2240 |
Предварительное натяжение ремня F0, Н |
1997 |
Угол обхвата ведущего шкива |
163,58 |
Сила давления ремня на вал Fon, Н |
3953 |
2) Расчет зубчатой передачи редуктора
Выбор материала НВ1 > HB2 + 30 ( единицы измерения Н*мм2)
Марка стали |
Вид заго-товки |
Заготовка шестерни Dпред,мм |
Заготовка колеса Sпред,мм |
Термо-обрабо-тка |
Твердость заготовки (зубьев) |
sв |
sт |
s-1 | |
поверхности |
сердцевины |
Н/мм2 | |||||||
40Х |
Поковка |
125 |
80 |
У |
269…302НВ |
900 |
750 |
410 | |
Для изготовления шестерни примем Ст. 40Х, термическая обработка – улучшение. Назначим твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни
НВ1 = 270
Предел прочности σв = 900 Мпа
Предел текучести σт = 750 Мпа
Для изготовления колеса любого диаметра и любой ширины принимаем
Ст 45 (поковка), термическая обработка – нормализация. Назначим твердость НВ2 = 235
Предел прочности σв = 780
Предел текучести σт = 540
Определение базового числа циклов
шестерня
NHO1 = 30*HB12,4 = 20,5*106
колесо
NHO2 = 30*HB22,4 = 14,7*106
Найдём предел напряжения при базовом числе циклов
шестерня
σ H lim b 1 = 2*HB1 + 70 = 610 МПа
колесо
σ H lim b2 = 2*HB2 + 70 = 540 МПа
Число циклов нагружения
Шестерня
NHE1 = 60*n1*L = 60*950*19000 = 1083*106
Колесо
NHE2 = NHE1 / Uред = 1083*106 /2,8 = 386,78*106
Определение коэффициента долговечности
KHL =(NHO / NHE)1/m
Т.к. NHE>NHO , то принимаем КHL = 1
Предел выносливости при заданном числе циклов
Шестерня
σ H lim 1= σ H lim b 1* КHL = 610 МПа
Колесо
σ H lim 2= σ H lim b2* КHL = 540 МПа
Определяем допускаемые контактные напряжения, принимая SH = 1,1 для нормализованных и улучшенных зубчатых колёс
Шестерня
σ HP1 = 0,9* σ H lim 1 / SH = 0,9*610 / 1,1 = 499 МПа
Колесо
σ HP2 = 0,9* σ H lim 2/ SH = 0,9*540 / 1,1 = 442 МПа
Для косозубой передачи допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:
σ HP = 0,45*( σ HP1 + σ HP2)
σ HP = 0,45*(499 + 442) = 423,45 МПа
Производим расчет межцентрового расстояния:
Принимаем значение коэффициента ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния
ψba = 0,5
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, при постоянной нагрузке принимаем:
KHβ = 1,1
Ka = 43 – вспомогательный коэффициент для передачи
a w = Ka*(Uред + 1)*(T1* KHβ / ψba *Uред * σ HP2)1/3 = 43*(2,8 + 1)*(210*1,1*103 / 0,5*2,8*(423,45)2)1/3 = 159 (мм)
Исходя из стандартного ряда принимаем a w = 160 мм
Определение модуля
a w = (z1 + z2) *mn / 2*cosβ
Предварительно задаемся углом наклона зубьев β = 300
Z1 = 17……..25
mn = 2* a w* cosβ / z1 * (1 + Uред) = 2*160*cos300 / 20*(1+2,8) = 3,6 (мм)
принимаем mn = 4
Определяем числа и угол наклона зубьев
zΣ = (z1 + z2) = 2* a w* cosβ / mn = 2*160*cos300 / 4= 69
Число зубьев шестерни
Z1 = zΣ / U + 1 = 69 / 2,8+1 = 18
Число зубьев колеса
Z2 = zΣ – z1 = 69– 18 = 51
Фактическое передаточное число редуктора
Определяем действительное значение угла
β
cosβ1 = (z1 + z2)*mn / 2*aw = (51+18)*4 / 2*160 = 0,862
β1 = 310
Определяем делительные диаметры колес
d1 = mn *z1 / cosβ1 = 4*18 / 0,862 = 83,5 (мм)
d2 = mn *z2/ cosβ1 = 4*51 / 0,862 = 236,6 (мм)
Проверяем межосевое расстояние a w, по делительным диаметрам колес
aw = 0,5*(d1 + d2) = 0,5 *(83,5 + 236,6) = 160 мм
Определяем ширину венца зубчатого колеса
b2 = ψba * aw = 0,5*160 = 80 (мм)
Назначим ширину венца шестерни
b1 = b2 + (4…..5)мм = 85 мм
Наружные диаметры
da1=d1+2*mn = 83,5 + 2*4 = 91,5 (мм)
da2=d2+2*mn = 236,6 + 2*4 = 244,6 (мм)
Внутренние диаметры
df1=d1-2,5*mn = 83,5 - 2,5*4 = 73,5 (мм)
df2=d2-2,5*mn = 236,6 - 2,5*4 = 226,6(мм)
Определяем силы, действующие в зацеплении
Быстроходный вал
Окружная сила
Ft = 2*T1*103 / d1 = 2*210*103 / 83,5 = 5030 (Н)
Радиальная сила
Fr = Ft*tgα / cosβ
Где α = 200 – стандартный угол профиля зуба
Fr = 5030*tg200 / 0,862 = 2123(Н)
Осевая сила
Fa = Ft *tgβ = 5030 *tg200 = 1830 (Н)
Ремень
Fрем = 1,7*Pдв*103 / Vрем * Среж / Сα * СZ * sin(α/2) = 1,7*22*103 / 12,3*0,8 / 0,95*0,9*sin(163,58/2) = 4491 (Н)
Определяем вращающий момент на ведомом валу редуктора
T2 = T1*Uред*ηред = 210*2,8*0,98=576 (Н*м)
Тихоходный вал
Окружная сила
Ft = 2*T2*103 / d2 = 2*576*103 / 236,6 = 4869 (Н)
Радиальная сила
Fr = Ft*tgα / cosβ
Где α = 200 – стандартный угол профиля зуба
Fr = 4869*tg200 / 0,862 = 2055 (Н)
Осевая сила
Fa = Ft *tgβ = 4869*tg200 = 1772(Н)
Муфта
FM = 125*(T2)1/2 = 125*(576)1/2 = 3000(Н)
Проверочный расчет передачи на контактную прочность.
Для стальных зубчатых колес с достаточной для практических расчетов точностью условия контактной прочности зубьев имеет вид
где
а) К – вспомогательный коэффициент, К=376
б) -окружная сила зацеплении.
в) =1,09- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
г) Коэффициент динамичности уточняем по фактической (окружной) скорости колес v и степени точности их изготовления:
v = π*d1*n1 / (60*1000)
где v – м/с; d1 – мм; n1= nвед = 950 об/мин
v = 3,14*83,5*950 / (60*1000) = 4,15 м/с
т.к. v < 5 м/с назначаем 8-ю степень точности, при этом =1,05
В результате проверочного расчета σн>[σн] на 0,8%
Проверочный расчет передачи на изгиб зуба
Условие прочности
где m,b2,d1 – мм; σF1,σF2 – фактическое напряжение изгиба для шестерни и колеса, Н/мм2; YF1,YF2 – коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса.
КFα=0.91, КFβ=1.17, КFv=1.3.
Yβ=1-β/1400=1-300/1400=0.785
В результате проверочного расчета
Находим эквивалентные числа зубьев:
ZV1=Z1/cos3β=18/0.640=28,125≈
ZV2=Z2/cos3β=51/0.640=79,6≈80 → YF2=3.6
3) Предварительный расчет валов
Конструктивные размеры зубчатой пары принимают в зависимости от диаметра выходного конца вала. Диаметр вала определим из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым напряжениям. Для стали 40Х с термообработкой τ = 10-20 МПа.
Быстроходный вал
Определяем диаметр d выступающего конца быстроходного вала по формуле:
d = (T1*103 / 0,2*[τ])1/3
Принимаем [τ] = 10 МПа
d = (218,68*103 / 0,2*10)1/3 =47,8 (мм)
Исходя их стандартного ряда, принимаем d = 50мм
Диаметр вала под уплотнение
d1 = d + (4…..5)мм = 55 (мм)
Диаметр вала под подшипник
dп >= d1 – кратный 5 мм
С целью экономии материала и уменьшения концентраторов напряжений в местах перехода значений диаметров предварительно принимаем диаметр вала под подшипник:
dп = d1 = 55 ( мм )
d2=1,2dп = 66 мм
Длину выходного конца вала принимаем из соотношения
l = 1,5 *d = 1,5*50=75 мм
Длину части вала под уплотнение принимаем равным
l1 = 20…25 мм
l1 = 20 мм
Длина вала под подшипник
lп = 0,5*dп = 0,5*55 = 30 мм
Принимаем lп = 30 мм
l2 = 15 мм
lоп =52мм (исходя из компоновки)
Lb =182мм (исходя из компоновки)
lb = 152мм (исходя из компоновки)
Тихоходный вал
Диаметр выступающего конца тихоходного вала
d = (T2*103 / 0,2*[τ])1/3
Принимаем [τ] = 20 МПа
d = (600*103 / 0,2*20)1/3 = 53 мм
Диаметр вала под сальниковое уплотнение
d1 = d + (4…..5)мм = 58 (мм)
Диаметр вала под подшипник
dп >= d1 – кратный 5 мм
С целью экономии материала и уменьшения концентраторов напряжений в местах перехода значений диаметров предварительно принимаем диаметр вала под подшипник:
dп = 60 ( мм )
d2>=dп (на 5 мм) = 65 мм
Диаметр под зубчатое колесо
d3=1,1 dп = 66 мм
d4 = d3 + (6……10) мм = 75 (мм)
d5= 1,2* dп =72мм
Длину выходного конца вала принимаем из соотношения
l = 80 мм
Длину части вала под уплотнение принимаем равным
l1 = 20…25 мм
l1 = 22 мм
Длина вала под подшипник
lп = 30 мм
l2 = 20 мм
l3 = 80 мм
l4=7 мм (исходя из компоновки)
l5=15 мм (исходя из компоновки)
lм=118 мм (исходя из компоновки)
lТ=152 мм (исходя из компоновки)
LТ=182 мм (исходя из компоновки)
Проверка наиболее опасных сечений, в которых имеется концентрация напряжений
При проверке определяется расчетный коэффициент запаса по выносливости.
Определяем коэффициент запаса для нормальных напряжений
Быстроходный вал
Под подшипник
nσ = σ-1 / (Kσp*σa+ψσ*σm)
где σ-1 – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба
σ-1 = 0,43*σв = 0,43*900 = 387 МПа
σa – амплитуда номинальных напряжений изгиба
σa = МА*103 / 0,1*dп3
МА= Fрем* а = 4491*52 = 233532 Н*м
σa = 233532*103 / 0,1*553 = 14036 Па
ψσ – коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений при изгибе
σm - среднее значение номинального напряжения
σm = 0
Kσp – эффективный коэффициент концентрации напряжения для детали
Kσp = Кσ / ξσ
Кσ и ξσ выбираем в зависимости от dп
Kσp = 2 / 0,7 = 2,86
nσ = 387 / (2,86*14,036+0) =9,64
Определяем коэффициент запаса прочности для касательных напряжений
nτ = τ-1 / (Kτp*τa + ψτ*τm)
где τ-1 – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения
τ-1 = 0,58* σ-1 = 0,58*387 = 224,46 МПа
τa – амплитуда номинальных напряжений кручения
ψτ – коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений при кручении
ψτ = 0,1
τm – среднее значение номинальных напряжений
τa = τm = 0,5*τ
τ = Т1*103 / 0,2* dп3 = 210*103 / 0,2*553 = 6,31 Мпа
τa = τm = 0,5*6,31 = 3,155 Мпа
Kτp – эффективный коэффициент концентрации напряжения для детали
Kτp = Кτ / ξτ
Kτp = 2,5/ 0,7 = 3,57
nτ = 224,46 / (3,57*3,155 + 0,1*3,155) = 19,38
Определяем общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения
n = nσ* nτ/( nσ2 + nτ2)1/2 = 9,64*19,38 / (9,642+19,382)1/2 = 8,63
Тихоходный вал
Под подшипник
nσ = σ-1 / (Kσp*σa+ψσ*σm)
где σ-1 – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба
σ-1 = 0,43*σв = 0,43*900 = 387 МПа
σa – амплитуда номинальных напряжений изгиба
σa = МА*103 / 0,1*dп3
МА= Fм* а = 3000*118 = 354000 Н*м
σa = 354000*103 / 0,1*603 = 16388 Па
ψσ – коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений при изгибе
σm - среднее значение номинального напряжения
σm = 0
Kσp – эффективный коэффициент концентрации напряжения для детали
Kσp = Кσ / ξσ
Кσ и ξσ выбираем в зависимости от dп
Kσp = 2 / 0,7 = 2,86
nσ = 387 / (2,86*16,388+0) = 8,25
Определяем коэффициент запаса прочности для касательных напряжений
nτ = τ-1 / (Kτp*τa + ψτ*τm)
где τ-1 – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения
τ-1 = 0,58* σ-1 = 0,58*387 = 224,46 Мпа
τa – амплитуда номинальных напряжений кручения
ψτ – коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений при кручении
ψτ = 0,1
τm – среднее значение номинальных напряжений
τa = τm = 0,5*τ
τ = Т2*103 / 0,2* dп3 = 576*103 / 0,2*603 = 13,33 МПа
τa = τm = 0,5*13,33 = 6,66 Мпа
Kτp – эффективный коэффициент концентрации напряжения для детали
Kτp = Кτ / ξτ
Kτp = 2,5 / 0,7 = 3,57
nτ = 224,46 / (3,57*6,66 + 0,1*6,66) = 9,18
Определяем общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения
n = nσ* nτ/( nσ2 + nτ2)1/2 = 8,25*9,18 / (8,252+9,182)1/2 = 6,13
4) Проверка прочности валов
Быстроходный вал
На вал действуют силы: окружная Ft= 5030 H, радиальная Fr=2123 H и от ремня Fрем =4491 Н.
Точки приложения опорных реакций примем на уровне торцов подшипников в точках А и В.
Определяем реакции опор от окружной силы:
RАt = RВt = Ft/2= 5030/2= 2515 H
Определяем реакции опор от радиальной силы:
RAr = RBr = Fr /2 = 2123/2 = 1061,5 Н
Определяем реакции опор от силы ремня:
RAрем = Fрем*((52+152)/152)= 6027 H
RBрем = Fрем*(52/152)= 1536 H
Общая реакция в т.А:
RA = ((RАt)2 + (RAr)2)1/2 + RAрем = ((2515)2 + (1061,5)2)1/2 +6027= 8756Н
Определяем изгибающие моменты в сечениях:
МСt = (Ft*152)/4= (5030*152)/4 = 191140 Н*мм
МCr = (Fr*152)/4= (2123*152)/4 = 80674 Н*мм
МAрем = Fрем*52= 233532 Н*мм
МСрем = (Fрем*52)/2= 233532/2= 116766 Н*мм
Общий момент в т.С:
МС = ((МСt)2 + (МСr)2)1/2 + МСрем = ((191140)2 + (80674)2)1/2 + 116766= 324233 Н*мм
Общий момент в т.А:
МA = 233532 Н*мм
Тихоходный вал
На вал действуют силы: окружная Ft= 4869 H, радиальная Fr=2055 H и от муфты Fмуф =3000 Н.
Точки приложения опорных реакций примем на уровне торцов подшипников в точках А и В.
Определяем реакции опор от окружной силы:
RАt = RВt = Ft/2= 4869/2 = 2434,5 H
Определяем реакции опор от радиальной силы:
RAr = RBr = Fr /2 = 2055/2 = 1027,5 Н
Определяем реакции опор от силы муфты:
RAмуф = Fмуф*((118+152)/152) = 5329 H
RBмуф= Fмуф*(118/152) = 2329 H
Общая реакция в т.А:
RA = ((RАt)2 + (RAr)2)1/2 + RAмуф = ((2434,5)2 + (1027,5)2)1/2 + 5329 = 7971Н
Определяем изгибающие моменты в сечениях:
МСt = (Ft*152)/4 = (4869*152)/4 = 185022 Н*мм
МCr = (Fr*152)/4 = (2055*152)/4 = 78090 Н*мм
МAмуф = Fмуф*118 = 354000 Н*мм
МСмуф = (Fмуф*118)/2= 354000/2 = 177000 Н*мм
Общий момент в т.С:
МС = ((МСt)2 + (МСr)2)1/2 + МСмуф = ((185022)2 + (78090)2)1/2 +177000 = 377826 Н*мм
Общий момент в т.А:
МA = 354000 Н*мм
5) Выбор и расчет подшипников
Быстроходный вал
Т.к диаметр вала dп = 55мм, выбираем подшипник №411
Рассчитываем Fэкв
Fэкв = (X*V*Fr + Y*Fa)*Kδ *KT
V – коэффициент, учитывающий вращение кольца по отношению к нагрузке(V=1)
Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки
X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки
Kt – температурный коэффициент(Kt =1)
KT = 1- температурный коэффициент
Kδ = 1,3 - коэффициент безопасности, зависящий от характера нагрузки на подшипник
Fэкв = (1*1*2123+ 1*1830)*1,3*1 =5138,9 Н
C= Fэкв (NHE1)0,3
C= Fэкв (NHE1)0,3=41807 Н
С=63000 Н
Рассчитываем ресурс подшипника:
Lh = 106*(C / Fэкв)3 / 60*n1
Частота вращения быстроходного вала n1 = 950 об / мин
Lh = 106*(63000/5138,9)3 / 60*950=32324 > 19000 ч
По справочнику принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники ГОСТ 8338-75 широкой тяжелой серии со следующими данными:
d = 55 мм D = 140 мм С=63000 Н
L(ширина)=30 мм
Тихоходный вал
Т.к диаметр вала dп = 60 мм, выбираем подшипник №2612
Рассчитываем Fэкв
Fэкв = (X*V*Fr + Y*Fa)*Kδ *KT
V – коэффициент, учитывающий вращение кольца по отношению к нагрузке(V=1)
Y – коэффициент восприятия осевой
X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки
Kt– температурный коэффициент (Kt =1)
KT = 1- температурный коэффициент
Kδ = 1,3 - коэффициент безопасности, зависящий от характера нагрузки на подшипник
Fэкв = (1*1*2055+ 1*1772)*1,3*1 =4975,1Н
C= Fэкв (NHE2)0,3
C= Fэкв (NHE2)0,3=29719Н
С= 70000Н
Рассчитываем ресурс подшипника
Lh = 106*(C / Fэкв)3 / 60*n1
Частота вращения быстроходного вала n1 = 950 об / мин