О САЙТЕ
Добро пожаловать!

Теперь вы можете поделиться своей работой!

Просто нажмите на значок
O2 Design Template

ФИМ / ТНГМ / РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовой работе по курсу «Прикладная механика» тема: «Привод механизма передвижения мостового крана» Тех. задание 2 Вариант 14

(автор - student, добавлено - 7-04-2014, 19:09)

 СКАЧАТЬ:  det-4-3.zip [1,02 Mb] (cкачиваний: 73)

 

 

                        РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе

по курсу «Прикладная механика»

тема: «Привод механизма передвижения мостового крана»

                                                    Тех. задание 2

                                                     Вариант 14

 

 

 

 

1.Введение…………………………………………………………………………...3

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода……..…………..4

3. Расчет открытой передачи ………………………………………………………8

4. Расчет закрытой передачи……………………………………………………....17 

5. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников….……….26

6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов………………………..28

7. Проверочный расчет подшипников.……………………………………………33

8. Конструирование зубчатых колес……………………...……………………….35 

9. Конструирование корпуса редуктора.………………………………………….36

10. Уточненный расчет валов.……………………………………………………..37

11. Проверка прочности шпоночных соединений……………………………….41 

12Выбор муфты………………………………………………………………….…43

13. Смазывание. Выбор сорта масла……………………………………………...44

14. Сборка редуктора………..……………………….…………………………….45 

15. Заключение.……………………………..………………………………………46 

Список использованной литературы……………………………………………...47

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                  ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Привод механизма передвижения мостового крана

 

Рис.1 Кинематическая схема привода к мешалке:

1-    двигатель;

2-    упругая втулочно-пальцевая муфта;

3-    цилиндрический редуктор;

4-    цилиндрическая зубчатая передача;

5-    рельс;

6-    колесо;

I, II, III, IV - валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

Исходные данные

Вариант

14

Сопротивление движения моста   F, kH

3

Скорость моста v, м/c

1,65

Диаметр колеса D, мм

500

Допускаемое отклонение скорости моста δ, %

6

 Срок службы привода Lr ,лет

3

                                                 1.ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колес или передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, с раздвоенной ступенью и т.д.). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

 

 

 

     2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ       ПРИВОДА.

        Конструктивные размеры и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода зависят от типа электродвигателя, его мощности, частоты вращения вала.

Мощность двигателя выбирается в зависимости от мощности, требуемой для вращения рабочей машины, а частота вращения вала от требуемой частоты вращения приводного вала рабочей машины.

При передаче мощности от электродвигателя к рабочей машине происходит ее частичная потеря в элементах привода. Это учитывается с помощью коэффициента полезного действия (КПД).

2.1 Общий КПД привода равен произведения КПД всех элементов привода:

 

где - КПД закрытой передачи

      КПД открытой передачи

     - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения.

     - КПД подшипников скольжения.

     - коэффициент, учитывающий потери в муфте.

  2.2 Мощность рабочей машины:

 

  2.3 Требуемая мощность электродвигателя:

 

  2.4 По требуемой мощности Ртр=5,68 кВт выбираем электродвигатель асинхронный трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый по ГОСТ 15150-69 [Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»] с синхронной частотой вращения  ncинх = 1000 об/мин,   nном =870 об/мин, типоразмер 4AМ132M6Y3 с параметрами Pдв =7,5 кВт.

  2.5 Частота вращений приводного вала рабочей машин

      ;

где  скорость тягового органа, м/с; D-диаметр барабана ,мм.

 

  2.6 Определяем передаточное число привода при заданной номинальной мощности Pном принимая Uзп=4;

      ;  ;

   2.7  Передаточные число цепной передачи uоп =3,5

К кинематическим параметрам привода относятся вращения и угловая скорость, к силовым – мощность и вращающий момент.

  2.8 Частота вращения валов:

 Двигатель:     nном=870 об/мин

 Быстроходного:  n1= nном=870 об/мин

  Тихоходного:  n2= n1/uзп=217,5 об/мин

  Рабочей машины:  nрм=n2/uоп=62,14 об/мин

  2.9 Угловая скорость валов:

Двигателя:  ωном=91 1/с

Быстроходный:  ω1= ωном=91 1/с

Тихоходного:  ω2= ω1/ uзп=22,75 1/с

 Рабочей машины:  ωрм= ω2/ uоп=6,5 1/с

   2.10 Вращающие моменты на:

Двигателе:   

 На быстроходном валу:

 

На тихоходном валу:

 

Момент рабочей машины:

 

    2.11 Мощности на валах:

Мощность двигателя: 

Мощность на быстроходном валу:

 

Мощность на тихоходном валу:

 

 Мощность рабочей машины:                                                      

 

Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя: 4AМ132M6Y3              Pном=7,5 кВт; nном=870 об/мин     

Параметр

Передача

Параметр

Вал

Закрытая

(редуктор)

открытая

 

двигателя

редуктора

Приводной рабочей машины

Быстроходный

тихоходный

Передаточное число U

 

 

4

 

 

 3,5

Расчетная мощность P, кВт

 

5,68

 

5,45

 

5,18

 

4,87

Угловая скорость w, 1/C

 

91

 

91

 

22,75

 

6,5

 

 

КПД

 

 

 

 

0,97

 

 

  0,95

Частота вращения n, об/мин

 

870

 

870

 

217,5

 

62,14

Вращающий момент T,  Н*м

 

62,4

 

60

 

228

 

750,5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

      3.РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ        ПЕРЕДАЧИ

 

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками; для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 248,5; для колеса - сталь 45Л, термическая обработка - улучшение, но твердость на 27,5 единиц ниже НВ 221.

      3.1. Определение допускаемых контактных напряжений:

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса.

                         3.1.1. Для шестерни:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее  пределу выносливости, находим по [2, табл 3.3] интепролированием:                     

 

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

 

т.к. N>NH01 ,то KHL=1

 

 

     По  [2,табл 3.1] определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

 

допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

 

                            3.1.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее  пределу выносливости, находим [2,табл3.3]интерполированием:                                     

 

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

 

т.к. N>NH02 то KHL=1

По [2,табл 3.1]определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

 

допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса:

 

выбираем наименьшее из полученных контактных напряжений:

 

 

                 3.2. Определение допускаемых напряжений изгиба:

                                3.2.1. Для шестерни:  

 Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее  пределу выносливости:   

 

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

 

 т.к. N>NF0 то KFL=1

По [2,табл3,1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

 

допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни:

 

выбираем наименьшее из полученных напряжении изгиба:

 

                               3.2.2. Для колеса:      

Число циклов перемены напряжений, соответствующее  пределу выносливости:                  

 

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

 

т.к. N>NF0 то KFL=1

По [2,табл 3.1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:  

допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса:

 

выбираем наименьшее из полученных напряжений изгиба:

 

 

Элемент передачи

 

Марка материала

 

Dпред

Sпред

 

Термообработка

 

HB

𝜎B

𝜎T

𝜎-1

[𝜎]H

[σ]F

Н/мм2

Шестерня

45

315

     У

248,5

780

540

 335

____

____

Колесо

45Л

200

У

221

680

440

285

464,8

170,7

 

3.3. Проектный расчет.

  3.3.1.  Ка – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач –    Ка=49,5

коэффициент ширины венца колеса:

передаточное число открытой передачи:  

вращающий момент на валу рабочей машины:  [2, табл 2.5];

допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом:

 

коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев:                            

Межосевое расстояние:

 

 

  3.3.2. Кm – вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Кm=6,8   

делительный диаметр колеса:  

ширина венца колеса: 

допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом:

 

Модуль зацепления:

 

     В открытых передачах расчетное значение модуля т увеличивается на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев:

    Округляем значение модуля m до ближайшего большего значения из стандартного ряда:   

 3.3.3. Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса:

 

 3.3.4. Определяем число зубьев шестерни:

 

 3.3.5. Определяем число зубьев колеса:

 

 3.3.6. Определяем фактическое передаточное число:

 

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного:

 

 3.3.7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

 

 3.3.8. Определим фактические основные геометрические параметры    передачи, мм:

Параметр

Шестерня

Колесо

Диаметр

 делительный

 

 

вершин

зубьев

 

 

впадин

зубьев

 

 

Ширина венца

 

 

 

3.4. Проверочный расчет.

 3.4.1. Проверим межосевое расстояние:

 

 3.4.2. Проверим пригодность заготовок колес:

 

 

 3.4.3. Проверим контактные напряжения:

К – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436

Окружная сила в зацеплении: 

 

KHa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых        передач:    KHa=1.                                                                                             KHv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи [2, табл. 4.3]Окружная скорость колес:

 

Степень точности передачи – 9.    KHv=1,05

Вычислим контактное напряжение:

 

Сравним контактные напряжения:

 

т.к. получена недогрузка не более 15%, следовательно, условие прочности соблюдается.                                                                         

 3.4.4. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

   KFa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KFa=1.

  Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающих зубьев колес:   

коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи:  [2,табл. 4.3]

коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:    

коэффициент, учитывающий наклон зуба:  

Рассчитаем напряжение изгиба зубьев и шестерни:

 

 

 

 

т.к. напряжение изгиба получилось значительно меньше допустимого, значит, условие прочности выполняется.

 3.5. Рассчитаем силы в зацеплении открытой передачи:

Силы

Значения сил на:

Шестерне,  Н

Колесе,  Н

Окружная

 

 

 Радиальная

 

 

 

Проектный расчет

Параметр

 Значение

Параметр

Значение

 Межосевое расстояние aw мм

250

Угол наклона

зубьев,

 

0

Модуль зацепления m мм

4

Ширина зубчатого венца

шестерни b1 мм

колеса b2 мм

 

59

55

Диаметр шестерни:

 

делительный d1 мм

вершин зубьев da1 мм

впадин зубьев df1 мм

 

 

  112

  120

102,4

 

Число зубьев

шестерни Z1

колеса Z2

 

28

97

Вид зубьев

прямые

Диаметр колеса:

 

делительный d2 мм

вершин зубьев da2 мм    впадин зубьев df2 мм

 

 

 388

   396

   378,4

 

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Примечание

Контактные напряжения 𝜎н Н/мм2

464,8

401,69

 

Напряжения изгиба  Н/мм2

 

192

75,6

 

 

170,7

71,5

 

               

     

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками; для шестерни сталь 40Х, термическая обработка- улучшение, твердость НВ 285,5; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 37 единиц ниже НВ 248,5.

    4.1. Определение допускаемых контактных напряжений:

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса.

                     4.1.1. Для шестерни:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее  пределу выносливости, находим по[2, табл. 3.3] интерполированием:                     

 

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

 

т.к. N>NH0 ,то KHL=1

По [2, табл. 3.1] определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее  числу циклов перемены напряжений NH0:

 

допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

 

                                      4.1.2. Для колеса:

  Число циклов перемены напряжений, соответствующее  пределу выносливости, находим по [2, табл. 3.3]интерполированием:                                    

 

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

 

т.к. N>NH0 то KHL=1

    По[2, табл. 3.1] определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее  числу циклов перемены напряжений NH0:

 

допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса:

 

выбираем наименьшее из полученных контактных напряжений:

 

             4.2. Определение допускаемых напряжений изгиба:

                                      4.2.1. Для шестерни:

 Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса.

    Число циклов перемены напряжений, соответствующее  пределу выносливости:  

 

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

 

т.к. N>NF0 то KFL=1

  По [2, табл. 3.1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

 

допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни:

 

выбираем наименьшее из полученных напряжений изгиба:

 

                                4.2.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее  пределу выносливости:                 

 

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

 

т.к. N>NF0 то KFL=1

     По [2, табл. 3.1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

 

допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса:

 

выбираем наименьшее из полученных напряжений изгиба:

 

 

Элемент передачи

 

Марка материала

 

Dпред

Sпред

 

Термообработка

 

HB

𝜎B

𝜎T

𝜎-1

[𝜎]H

[σ]F

Н/мм2

Шестерня

40Х

125

     У

285,5

900

750

 410

____

____

Колесо

45

 80

У

248,5

780

540

335

514,3

191,9

 

4.3. Проектный расчет.

      4.3.1. Ка – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач – Ка=43

коэффициент ширины венца колеса: 

передаточное число закрытой передачи:  

вращающий момент на тихоходном валу редуктора:  

допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом:

 

коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев: 

     Межосевое расстояние:

 

 

   4.3.2. Кm – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кm=5,8;    

делительный диаметр колеса: 

ширина венца колеса:   

допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом:

 

     Модуль зацепления:

 

Округляем значение модуля m до ближайшего большего значения из стандартного ряда: 

  4.3.3. Определим угол наклона зубьев: 

 

  4.3.4. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

 

Округлим до целого числа: 

  4.3.5.Уточним действительную величину зубьев шестерни и колеса:

 

 4.3.6. Определяем число зубьев шестерни:

 

4.3.7. Определяем число зубьев колеса:

 

 4.3.8. Определяем фактическое передаточное число:

 

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного:

 

 4.3.9.Определяем фактическое межосевое расстояние:

 

 4.3.10. Определим фактические основные геометрические параметры    передачи, мм:

Параметр

Шестерня

Колесо

Диаметр

 делительный

 

 

вершин

зубьев

 

 

впадин

зубьев

 

 

Ширина венца

 

 

 

4.4. Проверочный расчет.

 4.4.1. Проверим межосевое расстояние:

 

 4.4.2. Проверим пригодность заготовок колес:

 

 

    4.4.3. Проверим контактные напряжения:

К – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376

Окружная сила в зацеплении: 

 

KHa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.Окружная скорость колес:

 

Степень точности передачи – 9.  

KHv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи: KHv=1,03

Вычислим контактное напряжение:

 

Сравним контактные напряжения:

 

т.к. получена недогрузка не более 15%, следовательно, условие прочности соблюдается.

 4.4.4. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

 KFa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.     KFa=1

  Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающих зубьев колес:  

коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи:

коэффициенты формы зуба шестерни и колеса: ;

коэффициент, учитывающий наклон зуба: 

Рассчитаем напряжение изгиба зубьев и шестерни:

 

 

 

 

т.к. напряжение изгиба получилось значительно меньше допустимого, значит, условие прочности выполняется.

     4.5. Рассчитаем силы в зацеплении открытой передачи:

Силы

Значения сил на:

Шестерне,  Н

Колесе,  Н

Окружная

 

 

 Радиальная

 

 

Осевая

 

 

Проектный расчет

Параметр

 Значение

Параметр

Значение

 Межосевое расстояние aw мм

125

Угол наклона

зубьев

 

   10,2631

Модуль зацепления m мм

2

Ширина зубчатого венца

шестерни b1 мм

колеса b2 мм

 

49

45

Диаметр шестерни:

 

делительный d1 мм

вершин зубьев da1 мм

впадин зубьев df1 мм

 

 

50,8

54,8

46

 

Число зубьев

шестерни, Z1

колеса, Z2

 

25

98

Вид зубьев

косые

Диаметр колеса:

делительный d2 мм

вершин зубьев da2 мм    впадин зубьев df2 мм

 

    200

    204

    195,2

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Примечание

Контактные напряжения н Н/мм2

514,3

 450,8

 

Напряжения изгиба  Н/мм2

 

220,5

   97,49

 

 

      191,9

90,46

 

               

 

 

 

 

 

 

 

  5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ВЫБОР    ПОДШИПНИКОВ.

  Расчет выполняем на кручение по пониженным допуска­емым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Быстроходного: Н·м.

Тихоходного: Н·м  

Ступень вала и ее размеры d; l

 

Вал-шестерня цилиндрическая

 

Вал колеса

1-я под элемент открытой передачи или полумуфту

  d1,

мм

 

 

l1,

мм

 

 

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2,

мм

 

 

l2,

мм

 

 

3-я под шестерню, колесо

  d3,         мм

 

 

l3, мм

l3  определяем графически на эскизной компоновке

4-я под подшипник

d4,

 мм

 

 

l4,

 мм

 

 

 

 

 

7.2 Предварительный выбор подшипников.

Передача

Вал

Тип подшипника

Серия

Схема установки

Цилиндрическая косозубая

Б

№209 45х85х19

       легкая   

Враспор

Т

№210 50х90х20

легкая

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  6. ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

 

                                      6.1.Ведущий вал.

Fм=968 H; Ft1=2280 H; Fr1=843 H; Fa1=413 H; lb/2=0,005548м; d1/2=0,025м;  lм=0,1325м.

6.1.11.Вертикальная плоскость. 

а) Определяем опорные реакции, Н:

 

Проверка:

 

Реакции определены верно.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н·м:

 

2.Горизонтальная плоскость.

а) Определяем опорные реакции, Н:

 

    Проверка:

 

Реакции определены верно.

     б)Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси. У в характерных сечениях 1…4, Н·м:

 

     3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

  Мкz=Ft1·d1/2=60 H·м

     4.Определим суммарные радиальные реакции, Н:

  .

     5.Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м:

   М2  =      

  М3 = Му3=128,26  Н·м

 

                                    6.2. Ведомый вал.

Ft2=2280 H; Fr2=843 H; Fa2=413 Н; Ft3=1175 H; Fr3=426,5 H;

d2/2=0,1 м; lt/2=0,056 м; lоп=0,08654 м.

 6.2.1. Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции, Н:

 

 

Проверка:

 

Реакции определены верно.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н·м:

     Участок1: 

 

при      

при    

     Участок2:

 

при    

при

 

   Участок3:

 

при  

при  

2.Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н:

 

Проверка:

Реакции определены верно.

б)Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4, Н·м:

    Участок1:  

 

        при  

при   

    Участок2:  

 

при  

 

при

 

      Участок3: 

 

при    

при   

        3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

  Мкz=Ft2·d2/2=228 H·м

        4.Определим суммарные радиальные реакции, Н:

  .

5.Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м:

   М2 =    

   М3 =

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                 7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

 7.1. Проверяем пригодность подшипника 209 быстроходного вала      цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с    умеренными толчками. Угловая скорость вала w=91 1/c. Осевая сила в зацеплении    Fa=413 Н. Реакции в подшипниках R1=2319,1 Н, R2=1111,1 Н. Характеристика подшипников: Сr= 33,2 кН; Х=0,56; е=0,21; Y=2,11; V=1; Kб=1,3; КТ=1; С0= 18,6 кН. Требуемая долговечность подшипников Lh = 20000ч.

  а)  Определяем отношение:

      где

  б) Определяем отношение

  и по [2, табл. 9.2] интерполированием находим e=0,21, Y=2,11.

  в) По отношению  выбираем  формулу для определения RE:

      RE=(ХVRr+ YRa) KбKT=(0,56·1·2319,1+2,11·413)1,3·1=2821,2 H.

  г) Определяем динамическую грузоподъемность

 

таким образом, расчетная грузоподъемность Crp  Cr.

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника

      L1oh= ч > Lh

7.2. Проверяем пригодность подшипника 210 тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с умеренными толчками. Угловая скорость вала w=22,75 1/c.. Осевая сила в зацеплении Fa=413 Н. Реакции в подшипниках R1=2083,2 Н, R2=943,4 Н. Характеристика подшипников: Сr= 35,1 кН; Х=0,56;  е=0.21; Y= 2,11; V=1; Kб=1,3; КТ=1; С0= 19,8 кН. Требуемая долговечность подшипников Lh = 20000 ч

   а)  Определяем отношение:

       где

  б) Определяем отношение

 и  [2, табл. 9.2] интерполированием находим e=0,21, Y=2,11.

  в) По отношению  выбираем  формулу для определения RE:

      RE=(ХVRr+ YRa) KбKT=(0,56·1·943,4+2,11·413)1,3·1=1819,6 H.

   г) Определяем динамическую грузоподъемность

 

 таким образом, расчетная грузоподъемность Crp  Cr.

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника

      L1oh= ч > L


Ключевые слова -


ФНГ ФИМ ФЭА ФЭУ
Copyright 2018. Для правильного отображения сайта рекомендуем обновить Ваш браузер до последней версии!