Курсовой проект по Механике

Вал-шестерня1.cdw

зубья HRC 50 56 на глубину 0
Отв.центр. А4 ГОСТ 14034-74
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов -t
среднего класса точности по СТ СЭВ 302-76
*Размеры для справок
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Сталь 50 ХН ГОСТ 4543-71

вал.cdw

Термооброботка-нормализация.
Острые кромки притупить R
Неуказанные предельные отелонения размеров :
Заусенцы не допустимы .
КП.5.05050302.ТМ.01.18.000

Документ Microsoft Office Word (4).docx

Привод с цилиндрическим редуктором
Спроектировать привод ленточного транспортера с цилиндрическим редуктором по схеме рис. 1.2.
Исходные данные для проектирования: тяговая сила ленты F = 556 кН; скорость движения ленты v = 180 мс; диаметр барабана D = 300 мм. Вращение валов в одну сторону; работа с периодическими остановками; нагрузка близкая к постоянной. Ресурс работы редуктора t Σ ≥36 000 ч.
Кинематический и силовой расчет привода
1 Определяем частоту вращения ведомого вала привода (ведомого вала редуктора) по формуле (2.2):
2 Определяем мощность на ведомом валу по формуле (2.7):
3 Определяем потребную мощность электродвигателя по формуле
При этом принимаем по рекомендациям табл. 2.1 КПД поликлино-вой ременной передачи
рем = 096 и КПД зубчатой передачи ред = 098. Тогда по формуле (2.6) общий КПД привода
Поскольку природ нереверсивный то ориентируемся на электродвигатель с синхронной частотой вращения n0 = 1500 обмин и по табл .П1 принимаем электродвигатель типа 4А132М4УЭ для которого Pэд= 11 кВт эд =1460 обмин .
5 Определяем общее передаточное отношение привода по формуле (2.1):
u общ= nэд nвм= 1460115 = 127.
Руководствуясь рекомендациями табл. 2.1 разбиваем uобщ по ступеням следующим образом. По СТ СЭВ 221—75 (см. табл. 4.11) принимаем передаточное отношение зубчатой передачи редуктора = uред = 45 тогда передаточное отношение ременной передачи используя формулу (2.4):
uрем= uобщ uред = 12745 = 282
7 Определяем частоты вращения и угловые скорости (см. формулу 2.8) валов привода ведущего вала ременной передачи
n1рем = nэд = 1460 обмин
рем= n1рем30=3.14 146030=1528 радс;
ведомого вала ременной передачи n2рем (он же ведущий вал редуктора n1)
n2рем = n1= n1рем uрем = 1460282 = 5177 обмин
рем = 1=1рем uрем =15282.82 = 542 радс
ведомого вала редуктора
n2=nвм=n1 uред= 517745 = 115 обмин
= 1 uред = 54245 = 120 радс.
8 Используя формулы (2.10) и (2.11) определяем моменты вращения на валах привода :
На ведомом валу редуктора
на ведущем валу редуктора ( он же ведомый вал ременной передачи)
T1= T2рем = T2(uред ред)= 834(45 098) = 1891 Н м ;
на ведущем валу ременной передачи
T1рем= T2рем(uрем ред) = 1891(282 096) = 698 Н м.
Расчет ременной передачи привода
1 В целях обеспечения компактности привода принимаем передачу с поликлиновым ремнем. Из предыдущих расчетов имеем:
T1рем=698 Н м; 1рем=1528 радс;
2 По таблице 6.8 из условия T1рем=18 400 Н м выбираем сечение поликлинового ремня Л и диаметр ведущего шкива d1= 100 мм что соответствует стандартному ряду (см.табл. 6.7).
3 Определяем диаметр ведомого шкива:
d2=d1 1рем2рем=100 1528542=2819 мм.
По стандартному ряду (см.табл.6.7) принимаем d2=280 мм.
4 Определяем угловую скорость ведомого вала принимая относительное скольжение =0015;
рем= d1 1рем(1- )d2=100 1528 (1-0015)280=5375 радс.
5 Определяем передаточное отношение
uрем= 1рем2рем=15285375=284.
Отклонение действительного передаточного отношения от ранее принятого составляет
Δu=[ (284-282)282 ] 100 % = 071 %
Уточняем частоту вращения ведущего вала редуктора
n1= n2рем= n1рем uрем=1460284 = 514 обмин.
Что соответствует угловой скорости
= n130 = 314 514 30= 5380 радс.
6 Определяем скорость ремня :
V= 1ремd1(2 1000 ) =1528 100 (2 1000 ) = 764 мс.
7 Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния:
amin= 055 (d1+d2)+h =055(100 +280) + 506 =214 мм
где размер h для сечения ремня Л принят по табл. 6.11.
L=2amin+(2) (d1+d2) + (d2-d1)2(4amin)=
=2 214 +(3142) (100 + 280) + (280-100)2(4 214)=1062мм.
По табл. 6.4 учитывая примечание к табл.6.3 принимаем длину ремня L= 1250 мм.
9 Окончательное межосевое расстояние определяем по формуле (6.9):
a=025 [ (L-Δ1) + Δ1)2-8Δ2 ] = 025[ ( 1250-5966) + (1250-5966)2 – 8 8100] = 3138 мм
где Δ1 = 05 (d2+d1)=05 314 (280 +100)=5966 мм
Δ2=025 (d2-d1)2=025 (280-100)2=8100 мм2.
10 Угол обхвата меньшего шкива определяем по формуле (6.3):
α1 180 -57(d2-d1)a = 180-57(280-100)3138 = 147.
11 Определяем допустимую мощность Р0 передаваемую рмне с 10 ребрами . В данном случае для ремня сечением Л при диаметре меньшего шкива d1=100мм и скорости ремня v= 7 64 мс Р0 = 66 кВт.
12 Требуемое число клиньев ремня определяем по формуле (6.12) :
z= 10P[P] = 10 106594 = 178
принимаем z = 18 что согласуется с рекомендуемым числом клиньев (см.табл. 6.4).
Здесь Р = 106 кВт – мощность передаваемая ремнем;
[P] = P0CαCp=66 090 10 =594 кВт-
Допускаемая мощность поликлинового ремня с десятью ребрами при заданных условиях работы ;
13 Силу действующую на валы определяем по формуле (6.8):
Fn=2F0sin(α12) = 2 1250 sin (1402) = 2397 H
где F0= 780P(v Cα Cp)+q10zv210 = 780 106(764 090 1 ) + 045 18 764210=1250 Н
значение q10=045 кгм взято из табл 6.4.
14 Определяем ширину зубьев ободьев шкивов (см.табл. 6.11)
М1 = М2 = e(z-1) + 2f =48 (18-1) + 2 55 = 926 мм.
По стандартному ряду (табл .ПЗ) принимаем М=95 мм.
15. Параметры передачи сводим в табл 10.1.
Расчет зубчатой передачи
1 Определяем межосевое расстояние цилиндрической косозубой передачи из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей зубьев по формуле (4.17) для чего находим значения параметров входящих в эту формулу. Передаточное число передачи u= 45. Момент вращения на ведомом валу редуктора Т2=834 Н м.
По табл. 4.10 принимаем значение коэффициента ширини венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния ba=ba = 04. Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса при постоянной нагрузке принимаем: КH= 105 по формуле (4.9)
КH= К 0H (1 - x) + x 105
Предполагая что диаметр шестерни d1 125мм для ее изготовления согласно табл. 4.1 принимаем сталь Ст.45(поковка) термическая обработка – улучшение. Назначаем твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни НВ1260. Для изготовления колеса любого диаметра и любой ширины принимаем сталь Ст.45 (поковка) термическая обработка-нормализация. Назначаем твердость НВ2210. Для длительно работающей передачи ( т.е. в течении не менее 36 103 ч ) принимаем коэффициент долговечности
По табл 4.2 пределы контактной и изгибной выносливости зубьев шестерни
Ho1 = 2HB1+70 = 2 260+70 = 590 Мпа
Fo1 =18HB1=18 260 = 468 Мпа;
Ho2 = 2 210+70 = 490 Мпа
Fo2 = 18HB2=18 210 = 378 Мпа.
Допускаемые контактные напряжения по формуле (4.1) принимая [ S ] = 11 для нормализованных и улучшенных зубчатых колес: для материала шестерни
[H1] = (Ho1[S]) KHΔ = (59011) 1 = 536 Мпа;
для материала колеса
[H2] = (Ho2[S]) KHΔ = (49011) 1 = 445 Мпа.
Для косозубой передачи допускаемое контактное напряжение определяем по формуле (4.5):
[H] =045 ([H1]+ [H2]) = 045 (536+445) = 441 Мпа
[H] = 123 [H2] = 123 445 =547 Мпа.
В качестве расчетного принимаем [H] = 441 Мпа.
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость по формуле (4.7) принимая [S] = 175 для колес изготовленных из поковок и штамповок КFC = 1 при одностороннем приложении нагрузки для материала шестерни
[F1]= (F01[S]) КFC КFΔ = (468175) 1 1 = 267 Мпа
[F2]= (F02[S]) КFC КFΔ = (378175) 1 1 = 216 Мпа.
По табл (4.12) принимаем
2 Определяем ширинцу колеса по формуле (4.19):
b2 = baa = 04 200 = 80 мм.
Назначаем ширину венца шестерни (табл. 4.19 и ПЗ )
3 Определяем значение модуля из условия сопротивления изгибной усталости по формуле (4.20)
mn = KmT2103 (u+1)(uab2[F2]) = 58 834 103 (45 200 80 216) = 171 мм.

Документ Microsoft Office Word (44.docx

Привод с цилиндрическим редуктором
Спроектировать привод ленточного транспортера с цилиндрическим редуктором по схеме рис. 1.2.
Исходные данные для проектирования: тяговая сила ленты F = 556 кН; скорость движения ленты v = 180 мс; диаметр барабана D = 300 мм. Вращение валов в одну сторону; работа с периодическими остановками; нагрузка близкая к постоянной. Ресурс работы редуктора t Σ ≥36 000 ч.
Кинематический и силовой расчет привода
1 Определяем частоту вращения ведомого вала привода (ведомого вала редуктора) по формуле (2.2):
2 Определяем мощность на ведомом валу по формуле (2.7):
3 Определяем потребную мощность электродвигателя по формуле
При этом принимаем по рекомендациям табл. 2.1 КПД поликлино-вой ременной передачи
рем = 096 и КПД зубчатой передачи ред = 098. Тогда по формуле (2.6) общий КПД привода
Поскольку природ нереверсивный то ориентируемся на электродвигатель с синхронной частотой вращения n0 = 1500 обмин и по табл .П1 принимаем электродвигатель типа 4А132М4УЭ для которого Pэд= 11 кВт эд =1460 обмин .
5 Определяем общее передаточное отношение привода по формуле (2.1):
u общ= nэд nвм= 1460115 = 127.
Руководствуясь рекомендациями табл. 2.1 разбиваем uобщ по ступеням следующим образом. По СТ СЭВ 221—75 (см. табл. 4.11) принимаем передаточное отношение зубчатой передачи редуктора = uред = 45 тогда передаточное отношение ременной передачи используя формулу (2.4):
uрем= uобщ uред = 12745 = 282
7 Определяем частоты вращения и угловые скорости (см. формулу 2.8) валов привода ведущего вала ременной передачи
n1рем = nэд = 1460 обмин
рем= n1рем30=3.14 146030=1528 радс;
ведомого вала ременной передачи n2рем (он же ведущий вал редуктора n1)
n2рем = n1= n1рем uрем = 1460282 = 5177 обмин
рем = 1=1рем uрем =15282.82 = 542 радс
ведомого вала редуктора
n2=nвм=n1 uред= 517745 = 115 обмин
= 1 uред = 54245 = 120 радс.
8 Используя формулы (2.10) и (2.11) определяем моменты вращения на валах привода :
На ведомом валу редуктора
на ведущем валу редуктора ( он же ведомый вал ременной передачи)
T1= T2рем = T2(uред ред)= 834(45 098) = 1891 Н м ;
на ведущем валу ременной передачи
T1рем= T2рем(uрем ред) = 1891(282 096) = 698 Н м.
Расчет ременной передачи привода
1 В целях обеспечения компактности привода принимаем передачу с поликлиновым ремнем. Из предыдущих расчетов имеем:
T1рем=698 Н м; 1рем=1528 радс;
2 По таблице 6.8 из условия T1рем=18 400 Н м выбираем сечение поликлинового ремня Л и диаметр ведущего шкива d1= 100 мм что соответствует стандартному ряду (см.табл. 6.7).
3 Определяем диаметр ведомого шкива:
d2=d1 1рем2рем=100 1528542=2819 мм.
По стандартному ряду (см.табл.6.7) принимаем d2=280 мм.
4 Определяем угловую скорость ведомого вала принимая относительное скольжение =0015;
рем= d1 1рем(1- )d2=100 1528 (1-0015)280=5375 радс.
5 Определяем передаточное отношение
uрем= 1рем2рем=15285375=284.
Отклонение действительного передаточного отношения от ранее принятого составляет
Δu=[ (284-282)282 ] 100 % = 071 %
Уточняем частоту вращения ведущего вала редуктора
n1= n2рем= n1рем uрем=1460284 = 514 обмин.
Что соответствует угловой скорости
= n130 = 314 514 30= 5380 радс.
6 Определяем скорость ремня :
V= 1ремd1(2 1000 ) =1528 100 (2 1000 ) = 764 мс.
7 Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния:
amin= 055 (d1+d2)+h =055(100 +280) + 506 =214 мм
где размер h для сечения ремня Л принят по табл. 6.11.
L=2amin+(2) (d1+d2) + (d2-d1)2(4amin)=
=2 214 +(3142) (100 + 280) + (280-100)2(4 214)=1062мм.
По табл. 6.4 учитывая примечание к табл.6.3 принимаем длину ремня L= 1250 мм.
9 Окончательное межосевое расстояние определяем по формуле (6.9):
a=025 [ (L-Δ1) + Δ1)2-8Δ2 ] = 025[ ( 1250-5966) + (1250-5966)2 – 8 8100] = 3138 мм
где Δ1 = 05 (d2+d1)=05 314 (280 +100)=5966 мм
Δ2=025 (d2-d1)2=025 (280-100)2=8100 мм2.
10 Угол обхвата меньшего шкива определяем по формуле (6.3):
α1 180 -57(d2-d1)a = 180-57(280-100)3138 = 147.
11 Определяем допустимую мощность Р0 передаваемую рмне с 10 ребрами . В данном случае для ремня сечением Л при диаметре меньшего шкива d1=100мм и скорости ремня v= 7 64 мс Р0 = 66 кВт.
12 Требуемое число клиньев ремня определяем по формуле (6.12) :
z= 10P[P] = 10 106594 = 178
принимаем z = 18 что согласуется с рекомендуемым числом клиньев (см.табл. 6.4).
Здесь Р = 106 кВт – мощность передаваемая ремнем;
[P] = P0CαCp=66 090 10 =594 кВт-
Допускаемая мощность поликлинового ремня с десятью ребрами при заданных условиях работы ;
13 Силу действующую на валы определяем по формуле (6.8):
Fn=2F0sin(α12) = 2 1250 sin (1402) = 2397 H
где F0= 780P(v Cα Cp)+q10zv210 = 780 106(764 090 1 ) + 045 18 764210=1250 Н
значение q10=045 кгм взято из табл 6.4.
14 Определяем ширину зубьев ободьев шкивов (см.табл. 6.11)
М1 = М2 = e(z-1) + 2f =48 (18-1) + 2 55 = 926 мм.
По стандартному ряду (табл .ПЗ) принимаем М=95 мм.
15. Параметры передачи сводим в табл 10.1.
Расчет зубчатой передачи
1 Определяем межосевое расстояние цилиндрической косозубой передачи из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей зубьев по формуле (4.17) для чего находим значения параметров входящих в эту формулу. Передаточное число передачи u= 45. Момент вращения на ведомом валу редуктора Т2=834 Н м.
По табл. 4.10 принимаем значение коэффициента ширини венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния ba=ba = 04. Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса при постоянной нагрузке принимаем: КH= 105 по формуле (4.9)
КH= К 0H (1 - x) + x 105
Предполагая что диаметр шестерни d1 125мм для ее изготовления согласно табл. 4.1 принимаем сталь Ст.45(поковка) термическая обработка – улучшение. Назначаем твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни НВ1260. Для изготовления колеса любого диаметра и любой ширины принимаем сталь Ст.45 (поковка) термическая обработка-нормализация. Назначаем твердость НВ2210. Для длительно работающей передачи ( т.е. в течении не менее 36 103 ч ) принимаем коэффициент долговечности
По табл 4.2 пределы контактной и изгибной выносливости зубьев шестерни
Ho1 = 2HB1+70 = 2 260+70 = 590 Мпа
Fo1 =18HB1=18 260 = 468 Мпа;
Ho2 = 2 210+70 = 490 Мпа
Fo2 = 18HB2=18 210 = 378 Мпа.
Допускаемые контактные напряжения по формуле (4.1) принимая [ S ] = 11 для нормализованных и улучшенных зубчатых колес: для материала шестерни
[H1] = (Ho1[S]) KHΔ = (59011) 1 = 536 Мпа;
для материала колеса
[H2] = (Ho2[S]) KHΔ = (49011) 1 = 445 Мпа.
Для косозубой передачи допускаемое контактное напряжение определяем по формуле (4.5):
[H] =045 ([H1]+ [H2]) = 045 (536+445) = 441 Мпа
[H] = 123 [H2] = 123 445 =547 Мпа.
В качестве расчетного принимаем [H] = 441 Мпа.
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость по формуле (4.7) принимая [S] = 175 для колес изготовленных из поковок и штамповок КFC = 1 при одностороннем приложении нагрузки для материала шестерни
[F1]= (F01[S]) КFC КFΔ = (468175) 1 1 = 267 Мпа
[F2]= (F02[S]) КFC КFΔ = (378175) 1 1 = 216 Мпа.
По табл (4.12) принимаем
2 Определяем ширинцу колеса по формуле (4.19):
b2 = baa = 04 200 = 80 мм.
Назначаем ширину венца шестерни (табл. 4.19 и ПЗ )
3 Определяем значение модуля из условия сопротивления изгибной усталости по формуле (4.20)
mn = KmT2103 (u+1)(uab2[F2]) = 58 834 103 (45 200 80 216) = 171 мм.
По СТ СЭВ 310-76 ( табл. 4.13) отдавая предпочтение I ряду принимаем
4 Определяем числа и угол наклона зубьев для чего предварительно задаемся углом наклона зубьев = 15.
По формуле (4.22) суммарное число зубьев
zΣ=(2amn) cos = (2 20020) 09659 = 1932.
По указанию принимаем
Определяем по формуле (4.23) действительное значение угла :
cos = zΣmn(2a) = 193 2 (2 200) = 09650
Число зубьев шестерни по формуле (4.24)
z1= zΣ(u+1) = 193 (45 + 1 ) = 351.
Определяем по формуле (4.25) число зубьев колеса
z2= zΣ – z1 = 193-35=158.
Фактическое передаточное число редуктора
u = z2 z1= 15835=4514.
Отклонение от ранее принятого стандартного
Δu = [(4514 – 45)45] 100% = 031 %
Уточняем частоту вращения ведомого вала
n2 =n1u = 5144514 =1139 обмин
отклонение от заданного
Δn2 = [(115- 1139)115] 100% = 096 %
что так же допустимо.
5 Определяем диаметры колес : делительные по формуле (4.26):
d1= mnz1cos = 2 3509650 = 72539 мм.
d2= mnz2cos = 2 15809650 = 327461 мм.
Проверяем межосевое расстояние a по делительным диаметрам колес:
a = 05 (d1+d2) = 05 (72539+327461) =200 мм.
Диаметры вершин зубьев по формуле (4.27)
da1= d1+2mn =72539 + 2 2 = 76539 мм
da2= d2+2mn =327461 + 2 2 = 331461 мм.
Диаметры впадин зубьев по формуле (4.27)
df1= d1- 25mn=72539 – 25 2 =67539 мм
df2= d2- 25mn=327461 – 25 2 =322461 мм.
6 Определяем окружную скорость в зацеплении по формуле (4.28):
v= 2d2(2 1000) = 1192 327461 2000 = 195 мс.
Где 2 = n230 = 314 113930 = 1192 радс.
По табл. 4.7 принимаем 9-ю степень точности изготовления зубчатых колес.
7. Силы действующие в зацеплении (см. рис. 4.3) определяем по формуле (4.29):
Ft1 = Ft2 = Ft =2T2d2 = 2 834 103327461 = 5094 H
Fr1 = Fr2 = Ft tg cos = 5094 036409650 = 1921 H
Fa1 = Fa2 = Ft tg = 5094 02717 = 1384 H.
8. Сопоставляя габаритные размеры колес проектируемой передачи с рекомендациями табл. 4.1 удостоверяемся что назначенные в начале расчета материалы зубчатых колес не требуют изменения .
9 Выполняем поверочный расчет на контактную усталость рабочих поверхностей передачи по условию (4.30) предварительно находя значения коэффициентов:
KHα = 112 по рис. 4.1
KH = 105 по формуле (49).
KHv = 103 по табл. 4.8.
KH = KHα KH KHv = 112 105 103 = 121:
Недогрузка по контактным напряжениям составляет
ΔH = [(441 – 435 )441] 100% = 14 % 15%
Эскизная компоновка. Предварительный расчет валов . Подбор подшипников качения
1 Выполняем эскизную компоновку редуктора (рис. 10.1) в соответствии с рекомендациями .
С целью удобства обслуживания редуктора проектируем смазывание подшипников качения масляным туманом. Для защиты подшипников ведущего вала от излишнего количества масла применяем внутреннее уплотнение в виде маслоотбойных шайб изготовленных механиеской обработкой. Чтобы упростить конструкцию редуктора проектируем закладные крышки подшипников. В крышках с отверстиями для выступающих концов валов устанавливаем манжеты резиновые.
2. Назначаем предварительно азмеры отдельных участков валов.
Ведущий вал . Определяем диаметр d1 выстыпающего конца быстроходного вала по формуле (7.1) :
d1 T1 = 191 = 299 мм
где T1 = T2 (uред ред) = 834 (4455 098) = 191 Н м – вращающий момент на ведущем валу редуктора
По табл. П3 принимаем стандартное значение d1= 30 мм.
Диаметр вала под подшипник определяем по зависимости d1п = (01 11) d1= (10 11 ) 30 = 30 33 мм.
Принимаем d1п = 30 мм что соответствует стандартному ряду внутренних диаметров подшипников.
Так как на выступающий конец быстроходного вала насаживается шкив поликлиновой передачи ( ширина обода шкива М = 95 мм ) то в целях обеспечения жесткости выступающего конца вала и лучшего центрирования на нем шкива принимаем конический конец вала с началом конусности 1 : 10 диаметром
d1п = 30 мм длинной l1 = 80 мм . Шестерню выполняем заодно с валом.
Ведомый вал. Определяем диаметр d2 выступающего конца тихоходного вала по формуле (7.2) :
d2T2 = 834 = 437 мм.
Полученное значение диаметра согласуем с диаметром посадочного отверстия полумуфты т.к. ведомый вал редуктора соединяется при помощи муфты с приводным валом транспортера.
Для данного нереверсивного привода при постоянной нагрузке по рекомендациям гл.9 принимаем цепную муфту с номинальным крутящим моментом
Т = 1000 Н м. ( табл. 9.6) . В пределах этого момента минимальный диаметр посадочного отверстия полумуфты d = 50 мм.
Поэтому полуенное выше значение диаметра выступающего конца вала увеличиваем до d2 = 50 мм.
С целью экономии материала и уменьшения концентратов напряжений в местах перехода значений даиматров предварительно принимаем диаметр вала под подшипник d2п = d2 = 50 мм и проектируем конический конец вала длиной l2 = 82 мм.
Чтобы сэкономить материал и упростить конструкцию назначаем диаметр вала под колесом такой же как под подшипниками т.е d2к= d2п= 50 мм.
По рекомендациям на с. 169 принимаем длину ступицы колеса lст= b2= 50 мм.
3 Подбор подшипников
Ведущий вал. Так как на вал действует значительная нагрузка Fn от ременной передачи и в зацеплениях зубчатых колес возникает сравнительно большая осевая сила Fa то предварительно для опор вала принимаем роликоподшипники радиально-упорные средней серии 7306
Смещение точки пиложения радиальной реакции относительно трца подшипника по формуле (7.11) :
a1= T2+[(d+D)6]e+212 = [(30+72)6] 0337 = 1623 мм 16 мм.
Расстояние между точками приложения активных и реактивных сил :
l1 = 41 мм и l2 = 86 мм.
В вертикальной плоскости xy вследствие симметричности ( силу давления на вал от ременной передачи не учитываем т.к. ременная передача по условиям компоновки находится в горизонтальной плоскости и вертикальная составляющая от консольной нагрузки Fk будет незначительной) имеем:
RyA = RyB = Ft12 = 81702 = 4085 Н.
В горизонтальной плоскости zx с учетом силы Fn давления на валы от ременной передачи
ΣTy = 0; Fr1l1 - Fa1d12 + RzB2l1- Fn (l2+2l1) = 0
откуда RzB = [Fn (l2+2l1) + Fa1 d12 - Fr1l1](2l1)=[2397(86+2 41) + 2384 358332 – 3098 41](2 41) = 4028 H.
ΣTy = 0 RzA2l1 – Fr1l1- Fa1d12-Fnl2 = 0
откуда RzA = (Fnl2+ Fa1d12+Fr1l1)(2l1) = ( 2397 86 + 2384 458332 + 3098 41 )(2 41) = 4729 H.
Проверка: Σz = - RzA+Fr1+RzB-Fn = -4729+3088+4028-2397=0
Cуммарные радиальные реакции подшипников:
FrA =RA =R2yA + R2zA = 40852+47292 = 6249 H.
FrB =RB =R2yB + R2zB = 40852+40282 = 5737 H.
Определяем долговечность принятого роликоподшипника 7306.
Исходные данные: FrA = 6249 Н FrB = 5737 Н Fa1 = 2384 H n1 = 514 обмин Cr = 430 кН
При схеме установки подшипников враспор осевые составляющие по формуле (7.9):
FαA = 083eFrA = 083 0337 6249 = 1748 H
FαB = 083eFrB = 083 0337 5737 = 1605 H.
Поскольку сумма всех осевых сил действующих на опору А положительна:
Fa1 + FαB - FαA = 2384 + 1605 – 1748 0
то расчетная осевая сила для опоры А
FαA = Fa1 + FαB = 2384 + 1605 =3989 H.
FαА- Fa1- FαB = 1748 – 2384 – 1605 0
Расчет долговечности ведем по более нагруженному подшипнику А.

Колесо зубчатое.cdw

Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Обозначение чертежа
сопряженной шестерни
зубья HRC 50 56 на глубину 0
. Неуказанные предельные отклонения размеров:
точности по СТ СЭВ 302-76 2
Сталь 50хн ГОСТ 4543-71

колесо.cdw

Степень точности по ГОСТ 1643-81
Коэффициент смещения
Делительный диаметр
КП.5.05050302.ТМ.01.18.000

СБ.cdw

Техническая характеристика
Крутящий момент на тихоходном валу
Предельная частота вращения быстроходного вала
Предаточное отношение
КПД редуктора не мение 0
Срок службы не мениее 10лет
Технические требования:
Покрытие наружных поверхностей редуктора
эмаль ХВ-124 серия ГОСТ 10144-89.
Осевое перемещение быстроходного и тихоходного вала 0
Редуктор залить масло Индустриальное УТ-1.
Подшипниковые узлы заполнить на 2
объема плостичной смазкой
Редуктор обкатать под нагрузкой 50% от номинальной. Не допускать
уплотнений и повышенный шум. После оброботки масло заменить.
Плоскость разэёма корпуса редуктора и крышки редуктора перед
окончательной сборкой покрыть герметиком БФ-2 ГОСТ 12172-74
цилиндрический редуктор
КП.5.05050302.ТМ.01.18.000

Спецификация ст1.cdw

Спецификация ст2.cdw

Роликоподшибник 7307
Роликоподшибник 7211
Уплотнение манжетное 34
Уплотнение манжетное 54
Шайба пружинная 10 65 Г 05
Шайба пружинная 12 65Г 05

Спецификация ст3.cdw