Разбивка общего передаточного отношения передаточного механизма привода по его ступеням
Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес быстроходной передачи
Проектный и проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач 2-й ступени редуктора
Коэффициент ZМ, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают [1] в зависимости от материалов
Проектный и проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач 1-й ступени редуктора
− окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, Н
Проектный расчет валов, выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора
Расчетная схема валов редуктора (определение реакции и построение эпюр)
Проверочный расчет подшипников
Проверочный расчет шпоночных соединений
Навигация
Проверочный расчет подшипников
Привод цепного транспортера
43160
знаков
4
таблицы
17
изображений
7. Проверочный расчет подшипников
Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала.
Быстроходный вал
В опоре А (рисунок 3.1) суммарная реакция 
, Н, равна
В опоре В (рисунок 3.1) суммарная реакция
, H, равна
Промежуточный вал
В опоре А (рисунок 3.2) суммарная реакция , Н, равна
В опоре В (рисунок 3.2) суммарная реакция , H, равна
Тихоходный вал
В опоре А (рисунок 3.3) суммарная реакция Н, равна
В опоре В (рисунок 3.3) суммарная реакция , H, равна
Выбранные в пункте 4 подшипники проверим на долговечность по наиболее нагруженной опоре.
Для промежуточного вала:
Н
Долговечность выбранных радиальных шарикоподшипников Lh, ч, определим по формуле:
,
где n – 140 мин-1 – частота вращения промежуточного вала;
С = 38900 Н – динамическая грузоподъемность подшипника промежуточного вала;
Р – приведенная нагрузка, Н, которая определяется по зависимости
,
где Fr – радиальная нагрузка, Н. Fr= 2907 Н
V – коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1;
Кт – температурный коэффициент. Так как при работе редуктор не нагревается выше 100°, то принимаем Кт = 1
СР – коэффициент режима нагрузки, СР = 1,2
Приведенная нагрузка равна
Долговечность подшипника равна
Lh=165041>[L]=10000
Рассмотрим быстроходный вал.
n =700 мин-1;
С = 30800 Н;
V = 1;
Кт = 1.
Приведенная нагрузка равна
Долговечность подшипника равна
Lh=11728,3>[L]=10000
Рассмотрим тихоходный вал.
Н;
n =36,6 мин-1;
С = 80200 Н;
V = 1;
Кт = 1.
Приведенная нагрузка равна
Долговечность подшипника равна
Lh=291583,8>[L]=10000
Расчетная долговечность подшипника показала недолговечность подшипников, по сравнению со сроком службы редуктора. Так как подшипники более тяжёлых серий более дорогостоящие, то конструкторским решением будет обязательная замена подшипников.
8. Проверочный расчет выходного вала редуктора на усталостную прочность
Цель проверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего неравенства в опасном сечении вала
где [s] – расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности; [s]=3.
Опасным будем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты.
В рассматриваемом примере таким сечением является сечение под колесом.
Расчетный коэффициент запаса прочности равен:
где 
коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, рассчитываемые по формулам:
;
,
где 
– пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа.
Материал вала – сталь 40Х, термообработка – улучшение: 
, 
.Тогда пределы выносливости материала вала определяются по эмпирическим зависимостям
,
;
-эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении. Для рассматриваемого вала определим соотношение размеров: t/r=3/1=3; r/d=1/76=0,013.
Учитывая, что для материала вала , определим коэффициенты интерполированием
- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала. =0,95.
- масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, выбираем интерполированием. Для рассматриваемого вала
– амплитуды циклов напряжений, МПа;
– средние значения циклов напряжений, МПа;
– коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности.
Hапряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда 
и среднее значение цикла 
равны
где 
– максимальный изгибающий момент, в опасном сечении вала;
W – момент сопротивления сечения, мм3, который для круглого сечения равен:
где d – диаметр вала в опасном сечении.
Определим амплитуду цикла
Напряжения кручения при нереверсивном вращении вала изменяются по нулевому циклу, поэтому амплитуда 
, МПа, и среднее значение цикла 
, МПа, равны
где Тi – крутящий момент в опасном сечении вала, Н·мм; Т3=696870
Wp – полярный момент сопротивления сечения, мм3, который равен:
где d – диаметр вала, мм, в опасном сечении вала.
Определим напряжения кручения
Коэффициенты выберем из ряда [4]
Для рассматриваемого вала коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям равны:
Расчетный коэффициент запаса прочности равен
Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого значит, вал работоспособен.
Похожие работы
... Uоб =40,3 2. Кинематический расчет привода 2.1 Общее передаточное число привода 2.2 Частоты вращения Что соответствует задачи 3. Силовой расчет 3.1 Находим рассчитанную мощность привода, как можно наибольшую размерную величину а) б) 3.2 Определяем мощность на валах 3.3 Определяем моменты на валах 3.4 Данные сводим в таблицу № вала ni мин-1 ...
расчете учитываем к.п.д. привода, частоту вращения, мощность двигателя, крутящий момент на тихоходном валу. В зависимости крутящего момента и диаметра вала из справочника выбираем подходящую муфту. Для дальнейшей разработки и изготовления редуктора необходимо наглядное представление о нем. Для этого чертятся чертежи, по которым можно точно определить месторасположения каждой детали. По ...
... М1 и М2; =0,99 - коэффициент полезного действия подшипников. Частота вращения на валах определяется по формулам: Где - частоты вращения на I, II, III валах привода, об/мин =1430 об/мин - частоты вращения вала электродвигателя; - передаточное отношение редуктора. Момент на валах определяется по формулам: где - моменты на I, II, III валах , Нм Номер вала P, кВт n, об/мин Т, ...
... зубчатой с шарниром скольжения (16) где ν - число рядов роликовой или втулочной цепи; φt=B/t - коэффициент ширины цепи; для зубчатых цепей φt=2…8. 7. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРА 1. Учитывая небольшую передаваемую мощность N1 при средней угловой скорости малой звездочки, принимаем для передачи однорядную роликовую цепь. 2. ...
0 комментариев