Расчёт привода

1. Подбор электродвигателя к заданной схеме привода, если задано:

Р_з = 6,6 кВт – мощность на выходном валу

_з рад/с = 2,7  Угловая скорость на выходном валу

Режим работы – Т

1. Определение потребной мощности для приводного электродвигателя

Р_эл.дв. =  
где Р_з = 6,6 кВт

   n_общ определяется

   n_общ  = n_рем ^. n_ред. = n_рем ^. (n²_з.п. ^. n_пл.)

n_рем. = 0,96-0,97 [1 стр 460 табл. 14.1]

принимаем 0,96

n_з.п. = 0,99-0,98 [1 —“—]

принимаем 0,98 .

n_п.п. = 0,99-0,995 [1 —“—]

принимаем 0,99.

N_общ. = 9,96 ^. (0,98^{2 .} 0,99²) = 0,89

Р_эл.дв. = = 7,41 кВт

2. Подбор скорости вращения электродвигателя

n_з = = = 81 об/мин.

И_общ. = И_{рем.Иред.}

И_рем. = 2 - 4 [1 стр.562 табл.14.2]

 принимаем 2

И_з.п.ред = 3 - 5 [1 —“—]

принимаем  5

И_{з.п.кон.} = 2 - 3 [1 —“—]

принимаем  3

И_общ. = 2 (5 3) = 30, отсюда обороты двигателя 2430 об/мин.

Принимаем двигатель АО2-42-2 7,5 кВт  2910 об/мин.

2. Расчет передач
1. Определяем общее  передаточное число всего привода с учетом выбора электродвигателя.

И_общ. = = = 35,9

Разбиваем общее передаточное число по ступеням, принимая для И_рем. = 2 [1 стр.462 т.14.2]

Определяем И_ред.

И_ред. = = = 17,95 18.

2. Проектный расчет ременной передачи.

Исходные данные:

Р = 7,5 кВт

И = 2

N_э = 2910 об/мин

Режим работы Т.

По нормограмме [4. Рис.1] для заданных условий подходят  ремни сечения А.

Технические характеристики - 11,0; - 13; Т_о - 10,5; S_сеч. 0,81 см²; масса кг/м – 0,1;   - 560-4000

  = *_р -  *_вн 33;    d_р не менее 90 [2 стр.263 т.9.4]

 

Расчетная длина 5604000 мм

_min = 90 мм

• Определяем диаметры шкивов d_{1 min}. Принимаем 125 [5. п.2.2]

Диаметр ведущего шкива d₂ = И d₁ = 2 125 = 250 мм. Совпадает со стандартными. Принимаем d₂ = 250 мм.

• Уточняем пер отношение с учётом онкос. скольжения = 0,01

И = = = 2,02

• Определяем межосевое р-ние по формуле 9.11 [2 стр.262  гл.9]

  = 0,55(d₁ + d₂) + Т_о

= d₁ + d₂

  = 0,55(125 + 250) + 10,5 = 216,75 мм

= 125 + 250 = 375 мм

Принимаем переменное значение = 300 мм

• Определяем расчетную длину ремней по формуле 9.2 [2 стр.3256 гл.9]

;

 

Принимаем 1250 [5. Табл.2]

• Уточняем межосевое р-ние по формуле 9.12 [2. стр.262 гл.9]

;

где  L_р – расчетная длина ремня по нейтральному слою.

= (d₁ + d₂) = 588,7

 

 

•   Для установки и замены ремней предусматривается возможность уменьшения на 2% = 6,5 мм, а для компенсации отклонений и растяжки во время эксплуатации – возможность увеличения на 5,5% = 18 мм.
•    Определяем угол обхвата малого шкива по формуле 5 [4. стр.3 п.3.3.5]

L₁ = 180 – 57 = 180 - 57 = 158,3

• Определяем коэффициенты: угла обхвата С_* = 0,95 [4. Табл.18]

длины ремня С_L = 0,92 [4. Табл.19]

режима работы С_р = 1,2 [4. Табл.1]

числа ремней С_Z   (предварительно Z = 3) С_Z = 0,82 [4. Табл.20]

 По таблице [4. Табл.6] номинальную мощность  Р_о  для ремня сечения А расчетной длины L_р2 = 1220 мм при d₁ = 125 мм, И = 2, n = 2910 об/мин, Р₀ = 3.03 кВт.

• Определяем расчетную мощность

Р_р = Р₀ = 3,03 = 2,2

По формуле 9.14 [2. стр.267 гл.9] определяем число ремней в приводе

Z = = = 4,15

Округляем до 4.

• Натяжение  каждой ветви ремня ₀ по формуле 16 [4. п 3.6]

S₀ =500 + m_n*²,

 где m_n – погонная масса ремня по ГОСТ 1284.1 = 0,1 кг/м

* =      [4. п 3.3.1 ф.2]

* = = 19,03 м/с

S₀ =500 + 0,119,03² = 131,2 Н

• Сила, действующая на валы

Р_n = 2 S₀Z = 2 = 1028,6 Н

• Рабочий ресурс клиноременной передачи  [6. п 1.2.11]

Н_о = _{оц = 4,6}⁶ = 13800

Ресурс передачи с ремнями 1 класса, имеющими _{оц 4,6} не соответствует т.3.

Переходим на ремни III класса.

Н_о = 710⁶ = 21000. Соответствует т.3.

• Для d₁ и d₂ назначаем шкив тип Б [7. п 1 черт.5]

Основные размеры шкивов:

Для d₁:  наружный диаметр d_е = d_р + 2в [7. ф.2]

d_р = d₁ = 125 мм

в = 4 мм [7. Табл.2]

d_е = 125 + 8 = 133 мм.

Ширина шкива М₁ = (n – 1) е + 2

n = 4 (количество ремней)

е = 15

* = 10 [7. Табл.2]

М = (4 – 1) 15 + 20 = 65 мм

Ширина ступицы L = 70 мм =* для электродвигателя АО-2-42.

Для d₂ : наружный диаметр d_е =  250 + 8 = 258 мм

Ширина шкива М_и = М₁ = 65 мм

Ширину ступицы принимаем * = 82 мм [8. Прил.1]

3. Проектный расчет редуктора

1. По ТЗ принимаем:

а) первая ступень прямозубая

    вторая ступень  косозубая

б) корпус литой

в) смазка погружением колес  в масляную ванну.

         2) Пер. отношение между ступенями, учитывая смазку погружением в ванну. Т.к. редуктор соосный, межосевое расстояние обеих ступеней одинаковы. По условиям выбранной системы смазки диаметр колеса тихоходной ступени должен быть несколько большим, чем у быстроходной. Поэтому принимаем И_{2 И1}, а именно И₂ = 5, И₁ = И/И₂ = 18/5 = 3,6.

         3) Назначаем материал зубчатых  колес: так как к габаритам  и весу нет повышенных требований, то для колес и шестерней  выбираем  сталь 40х [3 гл.9.5. стр.149] (поповка)

    Т.О. для колес:  улучшение НВ₂ 235-262,  

σ_В= 85 кг/мм² σ_Т =55 кг/мм²; (σ_В=850 МПа   σ_Т=550МПа)

Для шестерни улучшения НВ 269-302    σ_В=90 кг/мм²

σ_Т= 75 кг/мм²; (σ_В=900 МПа   σ_Т=750МПа)

Т.к. шестерня второй ступени наиболее нагружена назначим для зубьев азотирование HRC 55-67     26-30

4) Определяем допускаемые  напряжения

По таблице 8.9

для шестерни  I ступени 2270+70=610 МПа

для шестерни II ступени 1050 МПа

Коэффициент безопасности для  колёс и шестерни

I ступени S_H=1,1   для шестерни II ступени S_H=1,2

Число циклов напряжений для  II ступени по формуле 8.65

при с=1

                       

 

Для 270 НВ (среднее)

По таблице 

По формуле 8,64

 

 При сравнении N_HЕ и N_HG, очевидно, что для колеса второй ступени N_HG.

Т.к. все другие колеса вращаются  быстрее, то аналогичным расчетам получим  и для них

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как наиболее слабому  по формуле 

 

Для шестерни I ступени

Для шестерни II ступени

Допускаемое контактное напряжение для III ступени, у которой

 

принимаем 1,25

Допускаемые напряжения изгиба: для колёс обеих ступеней

 

Для шестерни I ступени

Для шестерни II ступени

Определяем 

                                     

 

 

Для колёс 

Для шестерни I ступени

Для шестерни II ступени

Допускаемые напряжения при  кратковременной перегрузке.

Предельные контактные напряжения для колес обеих ступеней

Для шестерни I ступени           

Для шестерни II ступени        

Предельные напряжения изгиба для обоих колес

Для шестерни I ступени           = 2,74270 = 740 МПа

Дл шестерни II ступени    = 1000 МПа

3. Крутящие моменты: на входном валу

 ₁ = ₁/30               n₁ =

 ₁ = 3,14 1455/30 = 152,29 с^-1

 

 

На промежуточном валу

 

На выходном валу редуктора

 

4. Вначале рассчитаем вторую косозубую  пару редуктора, как наиболее нагруженную.

Предварительный расчет высчитываем  по формуле

 

    по рекомендации таблицы

                 

   

               

 

;

По редуктору    40 округляем до 200.

 

   принимаем 30

Модуль

принимаем 2             

суммарное число зубьев 

Число зубьев шестерни ;

 

Принимаем 33 Z_min = 17

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

при этом

Делительные диаметры шестерни и колеса

 

 

5. Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям

 

 

 

 

 

Частота вращения колеса второй ступени

Окружная скорость

Назначаем 9 ступень точности

 

 

 

      sin2α

 

 

6. Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

     [1а формулы 8,32 стр 150]

При х = 0 находим для шестерни     = 3,9

       для колеса         = 3,52

Рас чет выполняем по колесу с меньшим

 

 

Расчет выполняем по колесу

 

                    

 

 

 

Принимаем   

 

 

 

 

 

 

Проверочный расчет на заданную перегрузку

 

 

К = 1,5- 4,0   принимаем 1,5

 

 

Максимальное напряжение изгиба

 

 

Условия прочности соблюдаются.

Расчет первой прямозубой пары.

Т.к. редуктор соосный ₁ = ₂

₁ = 0,5(*₂ + *₁)

(*₂ + *₁) = 400 мм

 

 

87+313=400

Соосность соблюдена.

Для определения ширины колес  используем формулу межосевого расстояния, решив ее относительно

 

 

 

Принимаем =30

 

Принимаем 3.

Сумма

 

Принимаем 29 z min 17

 

Фактическое передаточное число

 

Проверочный расчет на усталость  по контактным напряжениям

 

 

 

Частота вращения колеса I ступени =

Окружная скорость

Назначаем в степень точности

 

 

 

 

Проверочный расчет по напряжениям  изгиба

Х = 0

 

 

Расчет выполняем по колесу

 

 

 

 

     [1а формулы 8,19 стр 140]

 

Расчет на заданную перегрузку

Т_min = 1,5 167,6 = 251,4

 

Максимальное напряжение изгиба

 

Условия прочности соблюдаются.

Результаты расчетов сводим в таблицу, при этом ширину шестерней  назначаем

+ 3 10 мм относительно ₂

Параметр		Ступень редуктора
		I	II
Межосевое расстояние	1, мм	200		200
Ширина колеса	2 , мм	80		60
Ширина шестерни	в1, мм	83		63
Модуль нормальный	mn, мм	3		2
Угол наклона		0		7о27’36”
Число зубьев шестерни	Z1	29		33
Число зубьев колеса	Z2	105		167
Делительный диаметр шестерни	*1, мм	87		66
Делительный диаметр колеса	*2, мм	313		334

 

Разработка чертежа редуктора

1. Диаметры ступеней входного вала

 

* меньше посадочного отверстия шкива = 40 мм 

Принимаем *₁ = 30 мм.

Принимаем диаметр под  уплотнение *₂ = 45 мм. Высота заплечика 2,5 мм обеспечит упор торца ступицы шкива по соосной торцевой поверхности.

Диаметр вала под подшипник  принимаем равным диаметру под уплотнение   *₂ = *₃ = 45 мм. Свободный проход по шейке *₂ обеспечим за счет разности допусков (

Выбираем тип опор с  фиксацией перемещения вала в  одну сторону.

Принимаем шарикоподшипник  «309» средней узкой серии * = 45 мм, D = 100мм, В = 25 мм, = 2,5.

Диаметр заплечика *₄ = 54 мм 

Шестерню, согласно рекомендациям, изготовим за одно целое с валом.

Наружный диаметр шестерни *_* = *₁ + 2_min (1 + х)

*_* = 87 + 6 = 93 мм

Диаметр окружности впадин зубьев

*_* = * -2_min (1,25 – х)    

*_* = 87 – 6 1,25 = 79,5 мм.

Инструменту обеспечен свободный  выход.

2. Длины участков входного вала.

Зазор между колесом и  внутренней стеной корпуса 0,6, где - толщина стенки в нижней части корпуса     

Т_m*x = 2Т_ном. = 2821 = 1642 Нм

 

Принимаем   = 8 мм

= 0,6 = 4,8 мм. Принимаем = 5 мм

Размер гнезда подшипника

L = + k₁ + (35) мм

k₁ = 3*₂ = 3 12 = 36 мм

*₂ = 0,8*₁ диаметр стяжного болта.

 

 

 

Принимаем болты М16.

*₂ = 0,8*₁ = 12,8

Принимаем болты М12.

L = 8 + 36 + 3 = 47 мм

Крышки гнезд подшипников  – накладные.

Толщина фланца  h₁ = 10 мм 

Толщина прокладок ₁ 1,5-2 мм   Принимаем ₁ - 1,5.

Между торцом ступицы шкива  и крышкой зазор h = 6 10 мм. Принимаем 10 мм.

Длина L₂  шейки вала с нормальным  диаметром 45 мм. С учетом неровностей и возможной неточности положения литой стенки подшипник следует отодвинуть от края на ₂ = 36 мм. Принимаем ₂ - 5.

L₂ = L + ₁ + h₁ - ₂ = 47 + 1,5 + 10 – 5 = 53,5 мм. Принимаем 55 мм.

Длину L₁ принимаем 110 мм, в которую входит участок под ступицу шкива. L₁^' = 82 мм и резьбовый конец 28 мм с М 30х2

*₄ определяем из чертежа.

*₄ = 10 мм

3. Выходной вал с опорами и колесом.

 

По крутящему моменту  на выходном валу предположительно будет использована муфта МУВП-60, посадочный диаметр 60 мм.

Диаметр  под подшипник и уплотнение принимаем 65 мм.

Принимаем с обоих концов вала одинаковые подшипники «313» средней  узкой  серии.

* = 65 мм; D = 140 мм; В = 33 мм; N = 3,5 мм; *₃  = 65 мм

Т.к. крепление подшипников  на валах не требуется (используем распорную  втулку), принимаем ₃ = 5 мм, ширину буртика *₈ = ₃ + ₂ = 10 мм

Длина шейки *₇ = *_кол

*_кол = в₂ = 60

*/*₃  = 60/63 = 0,95 в рекомендуемых пределах 

Длины участков выходного  вала

*₆ = В_потм. = 33 мм

Длина L₂ шейки вала с нормальным диаметром 65 мм.

L₂ = L + + h₁ + ₂ = 47 + 1,5 + 10 + 5 = 63,5 64 мм

Длину L₂ принимаем равной длине ступицы муфты 85 мм

Центровка за счет прессовой  посадки и прижиму ступицы  к буртику вала.

* – проверяем по условию передачи крутящего момента. Назначим посадку 

 

Проверка возможности передачи момента посадкой.

Минимальный натяг _min = 41 мкм

расчетный натяг _р = _min – 4 = 41 – 19 = 22 мкм = 0,022 мм

u = 1,2 (k₂₁ + k₂₂) = 1,2 (6 + 10) = 19 мкм

Класс шероховатости: вала - 7 (k₂ = 6)

         Ступицы - 6 (k₂₂ = 10)

Давление на поверхности  посадки

 

Е₁ = Е₂ = 2110³ кг/мм²

 

 

Возможный крутящий момент посадки.

 

Запас сцепления К = Т_п/Т₂ = 1428/821 = 1,7 [К] = 35

Требуется усиление посадки. Назначаем  шпонку, в = 20 мм, h = 12 мм

 

[_см] = 150 МПа для посадки с натягом.

С учетом закругления концов шпонки * = *_р + в = 27 + 20 = 47 мм

Назначаем  * = 56 мм

Длина ступицы достаточна для шпонки.

4. Разработка промежуточного вала.

 

Для унификации подшипников  входного и промежуточного валов  принимаем  *₉ = *₃ и назначаем подшипники 309.

Диаметр *₁₁ принимаем 56 мм (*_ш – 10). Шестерню изготовим за одно целое с валом.

Наружный диаметр шестерни  *_а = *₁ + 2m_n(1 + х) = 66 + 22 = 7 мм.

Диаметр окружности впадин зубьев

*_а = *₁ - 2m_n(1,25 - х) = 66 - 221,25 = 61 мм

Зубы шестерни будут изготовлены  с частичным погружением в  тело вала.

5. Длины участков промежуточного вала

**_1пр = в₁ = 63 мм

**_2пр = в₂ = 80 мм

**_3пр = + ₂ + + в = 5 + 5 + 1,5 + 25 = 36,5

*_4пр = + ₂ = 10 мм

*_5пр = 25 мм

Длину участка *₁₁ с =      мм получим из чертежа.

Центровка колеса за счет прессовой  посадки и прижиму к буртику  вала d_II.

Проверка по условию передачи крутящего момента. Назначим посадку  .

Проверка возможности  передачи момента посадкой

минимальный натяг _min = 31 мм

расчетный натяг _р = _min – u =31 – 19 = 12 мкм = 0,012 мм

u = 1,2(k₂₁ + k₂₂) = 1,2 (6 + 10) = 19 мкм

Класс шероховатости:

вала 7 (k₂ = 6)

ступицы 10 (k₂ = 10)

Давление на поверхности  посадки

 

Е₁ = Е₂ = 2110³ кг/мм²

С₁ = 1 – = 0,7

*₂ = 1,8* = 1,856 = 100,8 мм

 

Возможный момент передаваемый посадкой:

 

Запас сцепления

К = Т_п/Т_пр = 918/167,6 = 5,4 [К] = 35. Шпонка не требуется.

6. Расчет валов
1. Расчет входного вала

Т = 47,5 И_м

n = 1455 mun^-1

ширина шестерни 83 мм

d₄ = 87 мм  (z = 105, m_n = 3 мм)

= 0

2. Конструкция вала

d_ш = 79,5 мм   *_ш = 83 мм

d_n = 35 мм     *_n = 21 мм

d_шк = 40 мм        = 58 мм + упл. = 90 мм

* = 125 мм    * = в = 62,5 мм     е = 110 мм

3. Допускаемая        радиальная нагрузка

F_m = 250  = 250 = 1723 Н

4. Силы в зацеплении

F_t = 2Т/d = 247,510³/87 = 1092 Н

F_* = F_tt* = 0

F_r = F_{tt* =} 10920,39 = 431,5 Н

5. Реакции в опорах. Эторы

F_r = А₁ + В₁

В₁/ = F_r*/2

В₁ = F_r/2 = 431,5/2 = 215,75 Н

А₁ = F_r – В₁ = 431,5 – 215,75 = 215,75 Н

 

 

Чертежи

 

А₂ + В₂ = F_t - F_m ;  В * = F */2 - F_r(с + *)

В₂ = F₁/2 - F_m(с/ * + 1) = 1092/2 – 1723(110/125 + 1) = -2693,2 Н

А₂ = F_t - F_m – В₂ = 1092 – 1723 + 2693,2 = 2062,2 Н

Напряжение изгиба

 _н = М/(0,1d³) = 41000/(0,179,5³) = 8,1 МПа

Напряжение кручения

t = Т/(0,279,5³) = 47,5 10³/(0,279,5³) = 0,47МПа

материал вала ст 40х улучшенная

 _в = 900 МПа

 ₈ = 750 МПа

 _-1 = 0,4 _{= 0,4} 900 = 360 МПа

t_-1 = 0,2 = 0,2900 = 180 МПа

t_в = 0,6_{= 0,6}900 = 540 МПа

  = 1

= 1 [1а стр.300 т.15.1]

= 0,61

= 0,9   = 0,15    = 0,01     = 0

  =

  =

 

 

 

 

Для второго сечения изгибающий момент

М F_мс = 1723110 = 1910⁴    Н мм

Т = 47,510³   Н мм

= 1910⁴/(0,135³) = 44,3 МПа

t = 47,510³/(0,235³) = 5,5 МПа

Принимаем r гаптели 2 мм    r/d = 0,05

= 2,0     = 1,43    = 0,8    = 0,9

 

 

 

Второе сечение напряженно больше.

7. Статическая прочность при перегрузках . При перегрузках         напряжения удваиваются.

       t=11мПа

 

 

8. Проверка щестности вала . На прогиб под шестерней.

 

D=55 мм

Прогиб в вертикальной плоскости _______   P_r

 

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил F_t и F_m

 

Допускается прогиб

Суммарный прогиб

По условиям работы и конструкции  опасным является поворот в опоре  В.

Угол поворота в вертикальной плоскости от силы F_r

 

Угол поворота в горизонтальной плоскости от сил F_t  и F_M

 

Суммарный угол поворота

 

Условия щетности для входного вала соблюдены

Расчет выходного вала

1. T=821Н.м

N=81 мин^-1

В шестерни=60 мм

D шестерни=334 мм ___________ β=8°

Материалы ст 40х  

2. Конструкция вала

d м=67мм

d n=65 мм

d м=60 мм

l=145 мм     α=в=72,5 мм    с=108 мм

3. Допускается радиальная нагрузка

 

4. Силы в зацеплении

 

 

 

5. Реакция в опорах _________

                       Чертежи

 

Сумма моментов

 

 

Реакции от F_M F_t (F_M  увеличивает прогиб от F_t)

 

 

 

 

6. Для сечения I.

 

Напряжение изгиба

Напряжение кручения

 мПа

 мПа

 мПа

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Для второго сечения изгибающий момент 

 мПа

  мПа

Принимаем радиус гаптели 1 мм r/d=0,015

 

 

 

 

 

 

 

 

Больше напряжено I сечение

7. Статическая прочность при перегрузках.

напряжение удваивается.

 

 

 

8. Проверка жесткости вала

По условиям работы опасным  является прогиб под шестерней

Средний диаметр на участке  l=67 мм

 

Прогиб в вертикальной плоскости от силы F_r

 

От M_α прогиб равен нулю

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил F_M и  F_t

 

Суммарный прогиб

 

 

По условиям работы и конструкции  опасным является поворот в опоре  В

Угол поворота в вертикальной плоскости от силы F_r

 

Угол поворота в горизонтальной плоскости от сил F_t  и F_M

 

Суммарный угол поворота

 

Условия плоскости соблюдены

1. T=167,6 Н.м

n=42,47 с^-1

в шестерни 1=80 мм

d шестерни 1=313 мм

в шестерни 2=63 мм

d шестерни 2=66 мм    β=8°

материал сталь 40х улучшение 

       =700 мПа

2. Конструкция вала

 

 

 

 

α=74 мм  в=152 мм   с=61 мм   l=288 мм

3. Допускается радиальная нагрузка

 

4. Силы в зацеплении

 

 

 

 

 

5. Реакция в опорах. Эшоры.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Для сечения I

 

Напряжение изгиба

 

Напряжение кручения

 

 мПа

 мПа

 мПа

 при r/d=0.04

 

 

 

 

 

 

 

 

Для сечения II

 

Напряжение изгиба

 

 

 

r гаптели =1 мм

 

 

 

 

Больше напряжено сечение  I

7. Статическая прочность при перегрузках.

Напряжение удваивается

 

 

8. Проверка жесткости вала

По условиям работы опасным  является прогиб под колесом

Средний d=56 мм

 

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил 

 

Прогиб в вертикальной плоскости от сил 

 

Суммарный прогиб

 

 

Угол поворота в вертикальной плоскости

 

 

Суммарный угол поворота

 

Условия жесткости валов  соблюдены

Проверочный расчет (подбор) подшипников.

Расчет подшипников входного вала.

№ 309

* = 45 мм; D = 100 мм; В = 25 мм;

r=2,5 мм; С=3780 кг=37044 Н;

 

 

Реакции опор

 

 

Проверка левой опоры  как наиболее нагруженной

 

 

 

 

 

 

 

 

 

проверка статической  грузоподъемности

 

 

 

Расчет подшипников промежуточного вала.

Реакции опор

 

 

Проверка левой опоры  как наиболее нагруженной

 

С=0,22

V=1

 

 

 

 

 

 

Проверка статической  грузоподъемности

 

 

Расчет подшипников выходного  вала

№313

* = 65 мм; D = 140 мм; В = 33 мм;

r=3,5 мм;   С=7270 кг=71246 Н;

 

Реакции опор

 

 

Проверка правой опоры как наиболее загруженной

 

С=0,19

V=1

 

 

 

 

 

Проверка статической  грузоподъемности

 

  С_{о пасп.}

 

Корпус редуктора

Материал – СИ-15

Толщина стенки - 8 мм

Размер бобышки подшипника 309:

D = 1,25d + 10 = 1,25100 + 10 = 135 мм

313: D = 1,25d + 10 = 1,25140 + 10 = 185

_фланца = d = 12 мм [2 стр.417 ф.14.7]

толщина стенки крышки корпуса  _кр. = 0,9d = 7,2 мм [2 ф.14.4]

ширина фланца _кр. = d +  1,25d = 34,2 мм 35 мм

диаметр фундаментального болта 16 мм.

Толщина лапы фундаментального болта _ф = 1,5d_ф = 24 мм

Число фундаментальных болтов z_ф = 4

Толщина уха у основания  _у = 2,5_кр = 2,57,2 = 18 мм

Высота центров валов  Н_о = 1,06 = 212 мм

Уклон дна 1:100

Сопряжение элементов  корпуса  r 2 мм (0,25)

Диаметр стяжного болта 12 мм

Диаметр ценовки – 22 мм

Глубина – 1,5 мм

Диаметр отверстия под  стяжной болт – 13 мм

Диаметр отверстия под  фундаментальный болт – 19 мм

Глубина завинчивания стяжного болта – 18 мм

Глубина сверления – 30 мм

Лапа редуктора

 _ф = 1,5d_ф  = 24

Расстояние от края лапы до центра отверстия фундаментального

 болта = d_ф = 16

Расстояние от центра отверстия  до начала переходного клина 1,25d = 20

 _пер (переходного клина)

 _пер = (_m*x - _min) /2 _min = 8 [1а стр.418 ф.14.14]

 _пер = (24 – 8) / 2 = 8 - _min