Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Расчет ленточного конвейера. 7

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди остальных отраслей народного хозяйства, т.к. остальные производственные процессы выполняют машины. На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Повышение эксплутационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности – основные задачи инженера-конструктора.

В данном курсовом проекте мне необходимо разработать редуктор для привода ленточного конвейера, который должен удовлетворять требованиям надежности, долговечности и иметь высокие эксплуатационные характеристики.

Для достижения поставленных целей необходимо произвести прочностной расчет валов и зубчатых передач, предусмотреть установку предохранительной муфты.

Долговечность редуктора определяется в основном его подшипниковыми и сальниковыми узлами. Исходя из этого, необходимо произвести расчет подшипников на долговечность по их динамической грузоподъемности и подобрать соответствующие прокладки и манжеты для обеспечения герметичности редуктора.

Дано:

1. Окружная сила на барабане

привода ленточного конвейера: F_раб= 7.5 кН

2. Скорость движения ленты: V_раб= 0,5 м/с

3. Диаметр барабана: D_б= 300 мм

4. Длина барабана: В _б= 500 мм

Срок службы 5 лет

К_г= 0,7 К_с= 0,5

График загрузки:

1. Потребляемая мощность привода.

Р_вых= F_раб × V_раб = 7,5 кН × 0,5 м/с =3,75 кВт

2. Общий КПД привода:

h_о =h_рем× h_ред × h_в= 0,95 ×0,96² × 0.99=0,86

Принимаем h_рем = 0,95; h_ред=0,96; h_в=0.99

3. Потребная мощность электродвигателя:

Принимаем Р_э.потр. = 4 кВт

4. Выбор электродвигателя по полученным данным (по табл. 2.2 [4]):

двигатель 4А112МВ6У3

Р = 4 кВт;

n_с= 1000 об/мин;

S = 5,1%

5. Определение частоты вращения барабана транспортера:

6. Определение и разбивка общего передаточного отношения:

И = n ном / n в = 970 / 31,85 = 30,458

И_рем. = 2

И_ред. = И / И_рем = 30,458 / 2 = 15,23; И_т=3,15; И_б=5,6

7. Определение частоты вращения валов привода:

n₁ = 970 об/мин

8. Определение крутящих моментов:

9. Коэффициенты эквивалентности по графику нагрузки:

10. Время работы:

t_S = L × 365 × К_г × 24 × К_с = 5 × 365 × 0,7 × 24 × 0,5 = 15330 ч.

11. Расчет клиноременной передачи:

По графику для определения сечения ремня (стр. 134, [1]) примем ремень сечения А, данные из табл.7.7 [1].

l_р

T₀

площадь сечения А

масса 1 м

длины

81 мм²

560…4000

0,10 кг

Р_тр = 4 кВт

n₁ = 970 об/мин n₂ = 485 об/мин

Т₁ = 40 Н × м Т₂ = 79 Н × м

1) Вращающий момент:

2) Диаметр меньшего шкива:

Примем d₁ = 125 мм. ( по ГОСТ 17383-73)

3) Диаметр большего шкива:

d₂ = d₁ × И_рем × (1-e) = 125 × 2 × (1-0,01)= 247.5 мм

Примем d₂ = 250 мм. (по ГОСТ 17383-73)

4) Уточняем передаточное отношение:

5) Межосевое расстояние:

а _min= 0,55 × (d₁ + d₂) + Т₀ = 0,55 × (125 + 250) + 8 = 214,25 мм

а _max= d₁ + d₂ = 125 + 250 = 375 мм

6) Длина ремня:

Принимаем: L_р = 1400 мм.

7) Уточняем межосевое расстояние:

, где

w = 0,5 × p × (d₁ + d₂) = 0,5 × 3,14 × (125 + 250) = 588,75 мм

у = (d₂ – d₁)² = (250 –125)² = 15625 мм²

Принимаем а = 400 мм.

8) Угол обхвата:

9) Число ремней:

Р₀ – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 кВт (табл. 7.8 [1]);

C_L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]);

С_р – коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);

С_z– коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90

С_a – коэффициент угла обхвата = 0,95

10) Натяжение одной ветви ремня:

где Q – коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.

11) Сила, действующая на вал:

12) Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271, [3]):

Так как условие не выполняется, то вычисленный выше ресурс недостаточен. Чтобы увеличить его до требуемого срока, следует взять шкивы большего диаметра.

d₁=250 мм, d₂= d₁И_рем(1-e)=495, по ГОСТ 17383-73 d₂=500 мм.

Ориентировочно можно считать, что при переходе к диаметру d1=250 мм ресурс возрастает пропорционально отношению диаметров в шестой степени:

, т.е. составляет Н= 282 64=18048

4) Уточняем передаточное отношение:

5) Межосевое расстояние:

а _min= 0,55 × (d₁ + d₂) + Т₀ = 0,55 × (250 + 500) + 8 = 420,5 мм

а _max= d₁ + d₂ = 250 + 500 = 750 мм

6) Длина ремня:

Принимаем: L_р = 2500 мм

7) Уточняем межосевое расстояние:

, где

w = 0,5 × p × (d₁ + d₂) = 0,5 × 3,14 × (250 + 500) = 1177,5 мм

у = (d₂ – d₁)² = (500 –250)² = 62500 мм²

Принимаем а = 650 мм

8) Угол обхвата:

9) Число ремней:

Р₀ – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 кВт (табл. 7.8 [1]);

C_L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]);

С_р – коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);

С_z– коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90

С_a – коэффициент угла обхвата = 0,95

10) Натяжение одной ветви ремня:

где Q – коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.

11) Сила, действующая на вал:

12) Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271, [3]):

Приняли 4 ремня.

Ремень А– 2500 Т ГОСТ 1284.1-80

Шкивы примем изготовленными из чугуна СЧ15, т.к.

V £ 30 м/с (V = 9м/c).

D_наруж. = d_p + 2 h₀

Примем шкивы с диском для меньшего и со спицами для большего.

Параметры шкивов (стр.286, [3]):

d_p = 250 d_p = 500

l_p = 11,0 l_p = 11,0

h₀ = 3,3 h₀ = 3,3

h = 8,7 h = 8,7

е = 15,0 е = 15,0

f = 10,0 f = 10,0

a = 38° a = 38°

r = 1 мм r = 1 мм

Ширина шкива (стр. 287, [3]):

В_ш = (z – 1) ×e + 2 × f = 3 ×15 + 2 ×10,0 = 65 мм

Толщина обода:

d_чуг. = (1,1…1,3) × h = 9,57 ¸ 11,31 » 10 мм

Толщина диска:

С = (1,2…1,3) × d = 9,6 ¸ 10,4 = 10 мм

Диаметр ступицы: d_ст. = (1,8…2) × d,

где d – диаметр вала.

d_ст.1 = 2 ×28 = 56 мм

d_ст.2 = 2 ×32 = 64 мм

Длина ступицы: l_ст. = (1,5…2) _* d,

l_ст.1 = (1,5…2) ×d = 42…112 мм примем l_ст.1 = 110 мм

l_ст.2 = (1,5…2) ×d = 96…128 мм примем l_ст.1 = 110 мм

Число спиц для шкивов с D ³ 350 мм

принимаем z = 4

Ширина спицы

где Т – передаваемый шкивом крутящий момент:

[s]_F = 30 Н/мм² – для чугунных шкивов

Толщина спицы а = (0,4…0,5) × h = 14,8…18,5 мм,

примем а = 4 мм

Для эллиптического сечения

а₁= 0,8 × а = 0,8 × 4 = 3,6

h₁= 0,8 × h = 0,8 × 8,7 = 6,96

Меньший шкив примем:

Шкив Б3.250.50. Ц. СЧ 15 ГОСТ 20894 – 75

l = 90 L = 50

В_ш = 65 мм

D_наруж. = 256,6 мм

Большой шкив примем:

Шкив Б3.500.50 К. СЧ 15 ГОСТ 20897 – 75

l = 90 L = 50

В_ш = 65 мм

D_наруж. = 566,6 мм

12. Расчет на контактную выносливость.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ К РАСЧЕТУ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

РЕКОМЕНДУЕМЫЕ СОЧЕТАНИЯ ТВЕРДОСТЕЙ ЗУБЬЕВ

ШЕСТЕРНЯ ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО

HB 320 HB 250

HRC 46 HB 290

HRC 62 HRC 45

645.4545288085938

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ КОЛЕСА В МПА

518.1818237304688

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ К РАСЧЕТУ ПАРАМЕТРОВ В МПА

523.6363525390625

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ ШЕСТЕРНИ В МПА

818.9077758789062

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ КОЛЕСА В МПА

590.9091186523438

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ К РАСЧЕТУ ПАРАМЕТРОВ В МПА

634.4176025390625

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ ШЕСТЕРНИ В МПА

1385.371948242188

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ КОЛЕСА В МПА

973.8224487304688

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ К РАСЧЕТУ ПАРАМЕТРОВ В МПА

1061.637451171875

Тихоходная ступень редуктора

1. РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 523 МПа

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 250 ММ

МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 4 ММ

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 29

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 93

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 118.8524551391602 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 126.8524551391602 ММ

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 381.1475219726562 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 389.1475219726562 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 84.75 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 78.75 MМ

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3= .2195295393466949 РАД

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА X= 0

ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 7267.84228515625 H

РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 2645.49462890625 H

ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 1621.640869140625 H

2. РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 634 МПа

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 200 ММ

МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 3.150000095367432 ММ

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 30

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 94

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 96.77419281005859 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 103.0741958618164 ММ

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 303.2257995605469 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 309.5257873535156 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 69 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 63 MМ

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3= .2172214984893799 РАД

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА X= 0

ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 9135.5029296875 H

РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 3325.322998046875 H

ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 2016.240112304688 H

3. РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 1061 МПа

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 140 ММ

МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 2.5 ММ

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 27

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 83

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 68.72727203369141 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 73.72727203369141 ММ

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 211.2727203369141 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 216.2727203369141 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 50.09999847412109 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 44.09999847412109 MМ

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3= .1892645508050919 РАД

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА X= 0

ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 13111.583984375 H

РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 4772.61669921875 H

ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 2511.61962890625 H

Быстроходная ступень

1. РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 523 МПа

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 180 ММ

МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 3.150000095367432 ММ

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 17

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 95

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 54.64285659790039 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 60.94285583496094 ММ

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 305.3571472167969 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 311.6571350097656 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 62.70000076293945 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 56.70000076293945 ММ

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3= .2003347426652908 РАД

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА X= 0

ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 2888.81396484375 H

РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 1051.5283203125 H

ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 586.598388671875 H

2. РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 634 МПа

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 140 ММ

МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 2.5 ММ

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 17

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 93

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 43.27272796630859 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 48.27272796630859 ММ

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 236.7272644042969 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 241.7272644042969 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 50.09999847412109 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 44.09999847412109 ММ

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3= .1892645508050919 РАД

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА X= 0

ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 3726.3134765625 H

РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 1356.378051757812 H

ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 713.8025512695312 H

3. РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 1061 МПа

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 100 ММ

МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 2 ММ

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 15

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 83

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 30.61224365234375 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 35.08283233642578 ММ

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 169.3877563476562 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 172.9171752929688 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 37.5 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 31.5 ММ

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3= .2003347426652908 РАД

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА X= .1176470592617989

ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 5207.6962890625 H

РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 1895.601440429688 H

ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 1057.46728515625 H

13. Диаметры валов (стр.43 [3])

а) тихоходный вал

Принимаем 68 мм

Принимаем 78мм

Принимаем 88 мм

d_в ³ d_n

б) промежуточный вал

Принимаем 55 мм

Принимаем 45 мм

Принимаем 63 мм

Принимаем 55 мм

d_к ³ d_n; d_БП £ d_к

в) быстроходный вал

Принимаем 30 мм

d_п = 38 мм

Принимаем 42 мм.

14. Проектировочный расчет валов.

а) быстроходный вал

M_xA = -F_t1 × в + х_B × (в + с) = 0,

х_B = (F_t1 × в) / (в + с) = (2794,69 × 215) / (215 + 77) = 2057,73Н

x_A – F_t1 + x_в = 0

х_А = F_t1 – x_в = 2794,69 – 2057,73 = 736,96 Н

М_А = (F_a1 × d) / 2 = (535,34 × 0,048) / 2 = 12,85 Н×м

M_yA = М_А – F_t1 × в + У_в × (в + с) - S_A = 0

где S_A = 456 Н

y_B = (F_r1 × в – М_А + S_A) / (в + c)] =

= (1017,27 × 0,215 – 12,85 + 456) / 0,292 = 750,5 Н

У_А – F_r1 + У_в + S_A = 0

У_А = F_r1 – У_в – S_A = 1017,27 – 750,5 – 456 = -189,23 Н

I уч. 0 £ х₁ £ а

M_Ux1 = 0

M_Uy1 - S_А × х₁ = 0

M_Ux1 = S × x₁ = 456 × 0 = 0

456 × 0,247 = 112,63 Н×м

II уч. 0 £ х₂ £ в

M_Ux2 – x_a × x₂ = 0

M_Ux2 = x_a × x₂ = 736,96 × 0 = 0

736,96 × 0,215 = 158,39 Н×м

M_Uy2 – y_А × x₂ – S_А × (а + х₂) = 0

M_Uy2 = -189,23 × 0 + 456 × (0,247 + 0) = 112,63 Н×м

-189,23 _* 0,215 + 456 _* (0,247 + 0,215) = 169,98Н_*м

III уч. 0 £ х₃ £ c

- M_Ux3 + x_B × x₃ = 0

M_Ux3 = 2057,73 × 0 = 0

2057,73 × 0,077 = 158,45 Н×м

- M_Uy3 + y_B × x₃ = 0

M_Uy3 = 750,5 × 0 = 0

750,5 × 0,077 = 57,79 Н×м

б) промежуточный вал.

M_xA = -х_B × (а + в + с) – F_t2 × (a + в) – F_t3 × a = 0

х_B = – (F_t2 × (a + в) + F_t3 × a) / (а + в + с) =

= – (7604,2 × 0,219 + 2794,69 × 0,1) / 0,3 = - 6482,78 Н

х_А + F_t3 + F_t2 + х_в = 0

х_А = -F_t3 – F_t2 – х_в = -7604,2 – 2767,93 + 6482,78 = -3889,35 Н

М_А2 = (F_a2 × d) / 2 = (535,34 × 0,241) / 2 = 64,5 Н_*м

М_А3 = (F_a3 × d) / 2 = (1544,1 × 0,093) / 2 = 71,8 Н_*м

M_yA = М_А2 + М_А3 + y_B (а + в + c) – F_r3 × a + F_r2 × (а + в) = 0

y_B = (F_r3 × a – F_r2 × (а + в) – М₃ – М₂) / (а + в + c) =

= (1017,27 × 0,1 – 2767,93 × 0,219 – 64,5 – 71,8) / 0,3 = -640,75 Н

у_А – F_r3 + F_r2 + У_в = 0

у_А = F_r3 – F_r2 – У_в = 2767,93 – 1017,27 + 640,75 = 2391,41 Н

I уч. 0 £ х₁ £ а

M_Ux1 – x_a × x₁ = 0

M_Ux1 = x_a × x₁ =-3889,35 × 0 = 0

-3889,35 × 0,1 = -388,94

M_Uy1 – y_A × x₁ = 0

M_Uy1 = y_A × x₁ = 2391,41 × 0 = 0

2391,41 × 0,1 = 239,14

II уч. 0 £ х₂ £ в

M_Ux2 – x_А (а × x₂) – F_t3 × x₂ = 0

M_Ux2 =-3889,35 × (0,1 + 0) + 7604,2 × 0 = -388,94

-3889,35 × (0,1+ 0,119) +7604,2 × 0,119 =53,13

M_Uy2 – y_А (а × x₂) + F_r3 × х₂ + М₃ = 0

M_Uy2 = 2391,41 × (0,1 + 0) – 2767,93 × 0 – 71,8 =167,34

2391,41 × (0,1 + 0,119) – 2767,93 × 0,119 – 71,8 = 122,54

III уч. 0 £ х₃ £ c

- M_Ux3 + x_B × x₃ = 0

M_Ux3 = -6482,78 × 0 = 0

-6482,78 × 0,081 = -525,1

- M_Uy3 + y_B × x₃ = 0

M_Uy3 =-640,75 × 0 = 0

-640,75 × 0,081 = -51,9

3406,63 × 0,059 = 200,99

II уч. 0 £ х₂ £ в

M_Ux2 – x_А (а × x₂) – F_t3 × x₂ = 0

M_Ux2 = -8576,1 × (0,059 + 0) + 11041,94 × 0 = -505,99

-8576,1 × (0,059 + 0,0585) + 11041,94 × 0,0585 = -361,74

M_Uy2 – y_А (а × x₂) + F_r3 × х₂ + М₃ = 0

M_Uy2 = 3406,63 × (0,059 + 0) – 4019,26 × 0 – 118,19 = 82,8

3406,63 × (0,059 + 0,0585) – 4019,26 × 0,0585 – 118,19 = 46,96

III уч. 0 £ х₃ £ c

- M_Ux3 + x_B × x₃ = 0

M_Ux3 = -7307,8 × 0 = 0

-7307,8 × 0,0495 = -361,74

- M_Uy3 + y_B × x₃ = 0

M_Uy3 = -1149,84 × 0 = 0

-1149,84 × 0,0495 = -56,9

в) тихоходный вал.

M_xA = х_B × (а + в) – F_t4 × a = 0

х_B = (F_t4 × a) / (а + в) = (7604,2× 0,11) / 0,33 = 2534,73 Н

х_А – F_t4 + х_в = 0

х_а = F_t4 – х_в =7604,2 – 2534,73 = 5069,47 Н

М_А4 = (F_A4 × d) / 2 = (1544,1× 0,2795) / 2 = 215,79 Н_*м

M_yA = y_B × (а + в) + F_r4 × а + М_А4 = 0

y_B = - (F_r4 × а + М_А4) / (а + в) = - (2767,93× 0,11 +215,79) / 0,33 = -1576,55 Н

y_A + F_r4 + у_в = 0

у_А = -F_r4 – у_в = -2767,93+1576,55 = -1191,38 Н

I уч. 0 £ х₁ £ а

M_Ux1 – x_a × x₁ = 0

M_Ux1 = x_a × x₁ = 5069,47 × 0 = 0

5069,47 × 0,11 = 557,64

M_Uy1 – y_A × x₁ = 0

M_Uy1 = y_A × x₁ = -1191,38 × 0 = 0

-1191,38 × 0,11 = -131,05

II уч. 0 £ х₂ £ в

-M_Ux2 = x_в × x₂ =

= 2534,73 × 0 = 0

2534,73 × 0,21 = 532,29

M_Uy2 = y_в × x₂ =

= -1576,55 × 0 = 0

-1576,55 × 0,21 = -331,09

15. Проверка валов на прочность.

а) быстроходный вал:

Запас прочности должен составлять ³ 2,5…3.

Выберем Ст. 45.

По табл. 14.2 стр. 426 [4]:

НВ 270

s_в = 870 МПа s_т = 640 МПа s_-1 = 370 МПа f_s = 0,1

t = 380 МПа t_-1 = 220 МПа f_t = 0,05

Опасным сечение является то сечение, где действует М_иmax.

М_иmax = 232,34 Н×м

b - коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при R_z £ 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4])

e_s и e_t - масштабные факторы:

e_s =0,79 e_t = 0,675 (табл. 11.6 [4])

К_s и К_t - коэф. концентрации:

К_s = 2 К_t = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])

Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])

s_а = s s_m = 0

Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.

W₀ = 18760 мм³; W_p = 40000 мм³;

в ´ h 18 ´ 11 (шпонка) (табл. 5.9 [5])

тогда

Считаем коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

Прочность обеспечена.

б) промежуточный вал:

Запас прочности должен составлять ³ 2,5…3.

Выберем Ст. 45.

По табл. 14.2 стр. 426 [4]:

НВ 270

s_в = 870 МПа s_т = 640 МПа s_-1 = 370 МПа f_s = 0,1

t = 380 МПа t_-1 = 220 МПа f_t = 0,05

Опасным сечение является то сечение, где действует М_иmax (сечение шестерни не учитываем в виду ее большего передаваемого момента и большей ширины).

М_иmax = 534,43 Н×м

b - коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при R_z £ 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4])

e_s и e_t - масштабные факторы:

e_s =0,805 e_t = 0,69 (табл. 11.6 [4])

К_s и К_t - коэф. концентрации:

К_s = 2 К_t = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])

Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])

s_а = s s_m = 0

W₀ = 14510 мм³; W_p =30800 мм³;

в ´ h 16 ´ 10 (шпонка) (табл. 5.9 [5])

тогда

Считаем коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

Прочность обеспечена.

в) тихоходный вал:

Запас прочности должен составлять ³ 2,5…3.

Выберем Ст. 40Х.

По табл. 14.2 стр. 426 [4]:

НВ 270

s_в = 880 МПа s_т = 740 МПа s_-1 = 400 МПа f_s = 0,1

t = 440 МПа t_-1 = 230 МПа f_t = 0,05

Опасным сечение является то сечение, где действует М_иmax.

М_иmax = 626,86 Н×м

b - коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при R_z £ 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4])

e_s и e_t - масштабные факторы:

e_s =0,72 e_t = 0,61 (табл. 11.6 [4])

К_s и К_t - коэф. концентрации:

К_s = 2 К_t = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])

Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])

s_а = s s_m = 0

W₀ = 64698,75 мм³; W_p = 137598,75 мм³;

в ´ h 25 ´ 14 (шпонка),

тогда

Считаем коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

Прочность обеспечена.

16. Выбор типа подшипников

Для опор валов цилиндрических колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные однорядные подшипники. Первоначально примем подшипники шариковые радиальные однорядные.

а) быстроходный вал: подшипник 307 ГОСТ 8338 – 75.

б) промежуточный вал: подшипник 309 ГОСТ 8338 – 75.

в) тихоходный вал: подшипник 315 ГОСТ 8338 – 75.

17. Проверка выбора подшипников

а) подшипник 307

d =35 мм; D = 80 мм; В = 21; r = 2,5; С_r = 33,2кН; С_0r = 18 кН

х_А = 736,96 Н; у_А = -189,23 Н;

х_в = 2057,73 Н; у_в = 750,5 Н.

F_A = 535,34 Н

n = 485 об/мин

(табл. 9.18 [1])

для 1 опоры:

(табл. 9.18 [1]),

где V – коэффициент вращения = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х ×V × F_r1 + У × F_a) × К_б × К_т,

где К_т = 1 (т. к. t < 100°)

К_б = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 × 0,56 × 2185,72 + 1,71 × 535,34) × 1 × 1,4 = 2995,21 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

где С – динамическая грузоподъемность,

Р – эквивалентная нагрузка,