- •Расчетно-пояснительная записка
- •«Привод ленточного конвейера» (дм 03.2)
- •1.Энергетический и кинематический расчет привода
- •2.Проектный расчет зубчатых передач редуктора
- •3.Расчет клиноременной передачи
- •4.Разработка чертежа общего вида редуктора
- •5.Расчетная схема валов редуктора
- •6.Проверочный расчет подшипников
- •7.Проверочный расчет валов
- •8.Уменьшение диаметров валов в связи с недогрузкой
- •9.Повторные проверочные расчеты валов
- •10.Расчет шпоночных соединений
- •11.Смазка, герметизация, вентиляция
- •12.Выбор муфты
- •13.Конструирование корпусных деталей
5.Расчетная схема валов редуктора
5.1.Расчет быстроходного вала
1.Определение внешних силовых нагрузок на вал:
а) определяем окружную силу в зацеплении Ft
Н,
где Тб– вращающий момент на быстроходном валу (см. п.1.3),d– диаметр делительной окружности шестерни быстроходной ступени (см. табл.2)
б) определяем радиальную силу в зацеплении Fr
Н,
где – стандартный угол зацепления,– угол наклона зубьев шестерни быстроходной ступени (см. табл.2)
в) определяем осевую силу в зацеплении Fа
Н
2.Из эскиза общего вида редуктора устанавливаем, что: =54∙10-3м,45,5∙10-3м
3.Определяем реакции в опорах подшипников:
а) вертикальная плоскость:
Н
где Fоп– сила давления ремней на вал (см. табл.3)
Н
Проверка:
б) горизонтальная плоскость:
Н
Н
Проверка:
4.Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси 0х:
Н∙м
Н∙м
Н∙м
5.Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси 0y:
Н∙м
6.Строим эпюру суммарных изгибающих моментов
5.2.Расчет промежуточного вала
1.Определение внешних силовых нагрузок на вал:
а) определяем окружные силы в зацеплении Ft
Н;
Н,
где Тп– вращающий момент на промежуточном валу (см. п.1.3),d1иd2– диаметры делительной окружности шестерни тихоходной ступени и колеса быстроходной ступени (см. табл.2)
б) определяем радиальные силы в зацеплении Fr
Н;
Н,
где – стандартный угол зацепления,– угол наклона зубьев колеса быстроходной ступени (см. табл.2),– угол наклона зубьев шестерни тихоходной ступени (см. табл.2)
в) определяем осевые силы в зацеплении Fа
Н;
Н
2.Из эскиза общего вида редуктора устанавливаем, что: =49∙10-3м,138,5∙10-3м,63,5∙10-3м
3.Определяем реакции в опорах подшипников:
а) вертикальная плоскость:
;
;
Проверка:
б) горизонтальная плоскость:
Н
Н
Проверка:
4.Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси 0х:
Н∙м
Н∙м
Н∙м
Н∙м
5.Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси 0y:
Н∙м
Н∙м
6.Строим эпюру суммарных изгибающих моментов
5.3.Расчет тихоходного вала:
1.Определение внешних силовых нагрузок на вал:
а) определяем окружную силу в зацеплении Ft
Н,
где Тт– вращающий момент на тихоходном валу (см. п.1.3),d– диаметр делительной окружности колеса тихоходной ступени (см. табл.2)
б) определяем радиальную силу в зацеплении Fr
Н,
где – стандартный угол зацепления,– угол наклона зубьев колеса тихоходной ступени (см. табл.2)
в) определяем осевую силу в зацеплении Fа
Н
г) определяем нагрузку, передаваемую муфтой Fм
Н
2.Из эскиза общего вида редуктора устанавливаем, что: 63,5∙10-3м,109∙10-3м
3.Определяем реакции в опорах подшипников:
а) вертикальная плоскость:
;
Н
;
Н
Проверка:
б) горизонтальная плоскость:
;
Н
;
Н
Проверка:
4.Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси 0х:
Н∙м
Н∙м
5.Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси 0y:
Н∙м
Н∙м
6.Строим эпюру суммарных изгибающих моментов
6.Проверочный расчет подшипников
6.1.Проверка подшипников быстроходного вала (Подшипник 206 ГОСТ 8338-75)
1.Определяем более нагруженный радиальной силой подшипник:
Н
Н,
т.е. более нагружен подшипник опоры В
2.Определяем осевую нагрузку на подшипники Ra
277 Н
3.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку RE
а) определяем отношение Ra/(VRBr)
,
где V– коэффициент вращения
б) определяем коэффициенты еиупо соотношениюRa/C0r согласно табл. 9.2 /2/
,
где С0r– статическая грузоподьемность, Н (см. табл. 4); принимаеме=0,22,у=1,99
в) т.к. Ra/(VRBr) ≤ е, то, согласно табл. 9.1 /2/, пользуемся следующей формулой
Н,
где Кб– коэффициент безопасности (см. табл. 9.4 /2/),КТ– температурный коэффициент (см. табл. 9.5 /2/)
4.Определяем расчетную динамическую грузоподьемность Сrр
кН,
что меньше Сr=19,5 кН (см.табл. 4);m–показатель степени,а1–коэффициент надежности,а23– коэффициент, учитывающий влияние качества подшипников и качество их эксплуатации; значениеnбсм. п.1.3
5.Определяем базовую долговечность подшипников L10h
ч,
что больше Lh=20,3∙103ч
6.2. Проверка подшипников промежуточного вала (Подшипник 308 ГОСТ 8338-75)
1.Определяем более нагруженный радиальной силой подшипник:
Н
Н,
т.е. более нагружен подшипник опоры В
2.Определяем осевую нагрузку на подшипники Ra
982-263=719 Н
3.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку RE
а) определяем отношение Ra/(VRBr)
б) определяем коэффициенты еиупо соотношениюRa/C0r согласно табл. 9.2 /2/
,
где С0r– статическая грузоподьемность, Н (см. табл. 4); принимаеме=0,22,у=1,96
в) т.к. Ra/(VRBr) <е, то, согласно табл. 9.1 /2/, пользуемся следующей формулой
Н,
4.Определяем расчетную динамическую грузоподьемность Сrр
кН,
что меньше Сr=41,0 кН (см.табл. 4); значениеnпсм. п.1.3
5.Определяем базовую долговечность подшипников L10h
ч,
что больше Lh=20,3∙103ч
6.3.Проверка подшипников тихоходного вала (Подшипник 213 ГОСТ 8338-75)
1.Определяем более нагруженный радиальной силой подшипник:
Н
Н,
т.е. более нагружен подшипник опоры А
2.Определяем осевую нагрузку на подшипники Ra
966 Н
3.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку RE
а) определяем отношение Ra/(VRBr)
,
б) определяем коэффициенты еиупо соотношениюRa/C0rсогласно табл. 9.2 /2/
,
где С0r– статическая грузоподьемность, Н (см. табл. 4); принимаеме=0,22,у=1,99
в) т.к. Ra/(VRBr) <е, то, согласно табл. 9.1 /2/, пользуемся следующей формулой
Н,
4.Определяем расчетную динамическую грузоподьемность Сrр
кН,
что меньше Сr=56,0 кН (см.табл. 4); значениеnтсм. п.1.3
5.Определяем базовую долговечность подшипников L10h
ч,
что больше Lh=20,3∙103ч