- •Введение
- •Допускаемые контактные напряжения при перегрузке [σH]max
- •Допускаемые напряжения по изгибу для шестерни и колеса [σF]1 и [σF]2
- •Подшипники качения для всех валов редуктора
- •Проектирование крышек подшипников
- •Глухая крышка для промежуточного вала
- •Проходная крышка для входного вала
- •Проходная крышка для выходного вала
- •Исходные данные
- •Исходные данные
- •Исходные данные
- •Выбор посадок сопряжённых деталей
- •Сборка редуктора
- •Подбор и проверка муфты
- •Экономическое обоснование конструкции привода
- •Заключение
- •Библиография
Исходные данные
б) ΣMA=0 RBв(c+b+d) +Fr·b +Fr .(b+c)=0
ΣFy=0 RAв + RВв + Fr + Fr=0
RBв= (– Fr∙(b+c) – Fr·b)/(b+c+d)
RBв=(–551,87∙42–551,87∙(42+130))/(42+130+42)= 551,87 Н
RAв = – RВв – Fr – Fr
RAв= –551,87–551,87+551,87=–551,87 Н
в) ΣMA=0 –a·Fм – RBг ∙(с+b+d) –Ft·b –Ft∙(b+c)=0
ΣFх=0 RAг + RВг –Ft –Ft +Fм=0
RBг= (Fм∙a + Ft·b +Ft·(b+c))/(c+b+d)
RBг=(1588,65∙85+1489,71∙42+1489.71∙(42+130))/(42+130+42)=
=2120,71Н
RAг = Fм - RВв - Fr
RAг= –1588,65+1489,71+1489,71–2120,71= –729,94 Н
RA =
RA= Н
RВ=
RВ= =2191,34 Н
Принимаем RВ =Fr= 2191,34 Н;
n =1455 об/мин;
Динамическая грузоподъёмность С= 22,5 кН, П8 [5];
tц=N·24·365·kc·kг,
где tц – срок службы, час;
N – число лет работы привода, N=6;
kc – суточный коэффициент загрузки привода, kc = 0,25;
kг – годовой коэффициент загрузки привода, kг = 0,3.
tц=7·24·365·0,25·0,3=3942 часов
так как Fa =0 → x=1, y=0 табл. 7.3 [5]
-
Определение эквивалентной нагрузки Р
Р=х·V·Fr·kб·kт,
где Р – эквивалентная нагрузка, Н;
kб – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки на подшипник, kб=1,3 табл.7.2 [5];
kт – температурный коэффициент, учитывающий температуру подшипникового узла, kт=1 табл. 7.2 [5].
Р=1·1·2191,34·1,3·1=2848,74 Н
-
Определение срока службы L
где L – срок службы, млн.об.
-
Определение срока службы в часах Lh
где Lh – срок службы в часах, час.
-
Определение эквивалентного срока службы привода LhЕ
LhЕ=khE·tц,
где LhЕ – эквивалентный срок службы привода, час;
khE – коэффициент нагрузки, khE =0,25 табл.8.10 [3].
LhЕ=0,25·3942=985,5 час
-
Проверка условия LhЕ < Lh
985,5 < 5643,87 – условие выполняется
-
Промежуточный вал
d1T/2
FrБ
FrБ
FrБ
FrБ
FaБ
FaБ
FaБ
FaБ
FrT
FtT
FtБ
FtБ
Ма
Ма
Rвв
T/2
T/2
T a)
б)
в)
а2
а2
b2
b2
A B
d2Б/2
FtT
FrT
FtБ
FtБ
Rвг
Рисунок 7 – Расчётная схема промежуточного вала: а) общая; б) в вертикальной плоскости; в) в горизонтальной плоскости.
-
Исходные данные
б) ΣFy=0 RAв –Fr б –Fr б + Fr т + RВв =0
ΣMA=0 – Fr б·a 2 –Fr т( a2+b2) – Fr б(а2+b2 +b2)+RВв∙(a2+b2+а2+b2)=0
RВв=( Fr б·a2 – Fr т( a2+b2) – Fr б(a2+b2+b2))/(a2+b2+b2+a2)
RВв=(551,87∙37 –2619,09∙(37+74) –551,87∙(37+74+74))/(37+37+74+74)=
= –1677,46 Н
RAв= –RВв –Fr т + Fr б+ Fr б
RАв = 551,87–2619,09+551,87+1677,46=162,11 Н
в) ΣFх=0 RAг+Ftб+Ftб + Ftт + RВг=0
ΣMA=0 RВг· (a2 +b2 +a2 +b2) + Ftт·(a2 +b2) +Ftт·(a2 +b2+b2)+ Ftб·a2=0
RAг= –RВг –Ftб –Ftт –Ftб
RAг =–1489,71–7195,88–1489,71+5087,65=–5087,65 Н
RВг=(–1489,71∙37–7195,88∙(37+74) –1489,71∙(37+74+74))/(37+37+74+
+74)= –5087,65 Н
RA =
RA= Н
RВ=
RВ= =5357,05 Н
Принимаем RВ =Fr= 5357,05 Н;
n =275,57 об/мин;
Динамическая грузоподъёмность С= 41, кН, П8 [5];
tц=N·24·365·kc·kг,
tц=7·24·365·0,25·0,3=3942 часов
так как Fa =0 → x=1, y=0 табл. 7.3 [5]
-
Определение эквивалентной нагрузки Р
Р=х·V·Fr·kб·kт,
Р=1·1·5357,05·1,3·1=6964,16 Н
-
Определение срока службы L
где L – срок службы, млн.об.
-
Определение срока службы в часах Lh
-
Определение эквивалентного срока службы привода LhЕ
LhЕ=khE·tц,
LhЕ=0,25·12341,08=985,5 час
-
Проверка условия LhЕ < Lh
985,5 < 12341,08 – условие выполняется
-
Выходной вал
FtT
FtT
FrT
FrT
FM
FM
Raв
Raг
Rвв
Rвг
d2T/2 T T
T
A B a b c a)
б)
с)
Рисунок 8– Расчётная схема выходного вала: а) общая; б) в вертикальной плоскости; в) в горизонтальной плоскости