- •Содержание
- •Расчет и проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора
- •Введение
- •1.Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода
- •2.3. Проектный расчет передачи
- •2.3.1. Межосевое расстояние
- •2.3.2. Ширина зубчатых венцов и диаметры колес.
- •2.3.3. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи
- •2.4. Проверочный расчет передачи
- •2.4.1. Проверка контактной прочности зубьев
- •2.4.2. Проверка изгибной прочности зубьев
- •3. Расчет и проектирование валов
- •3.1.Ориентировочный расчет вала
- •3.3. Определение опорных реакций
- •3.5. Уточненный расчет вала
- •3.3. Определение опорных реакций
- •3.5. Уточненный расчет вала
- •5.Расчет клиноременной передачи. Исходные данные
- •Расчет передачи
- •9. Частота пробегов ремня
- •4. Расчет подшипников качения
- •Исходные данные
- •Исходные данные
- •5. Проверка шпонок на смятие
- •5.1.Расчет элементов корпуса редуктора
- •6. Смазка
- •6.1. Смазка зубчатых колес, выбор сорта масла, количество, контроль уровня масла
- •6.2. Смазка подшипников
- •7.Расчет клиноременной передачи
- •Заключение
- •Перечень методических пособий по дисциплинам “Детали машин и основы конструирования” и “Механика”
9. Частота пробегов ремня
==2.14 1/с
10. Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,
Cu=1.14– =1.14
11. Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения
=– – 0.001V2 = 4.4 Мпа
12. Допускаемое полезное напряжение
[] =CCp= 2.58
где C–коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,
C= 1– 0.44ln=0.9
Cp–коэффициент режима работы.
Cp =Cн – 0.1(nc – 1)= 0.65
Cн –коэффициент нагружения,Cн = 0.85
13. Расчетное число ремней
Z ==4
где Сz- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 3.3) [1], предварительно принялиСz=0.95.
14. Сила предварительного натяжения одного ремня
S0 = 0.75+qmV2= 0.39 кН
15. Сила, нагружающая валы передачи,
Fb = 2S0 Zsin= 2.93 кН
4. Расчет подшипников качения
Тихоходный вал
Исходные данные
Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.
Подшипник № 217
Размеры подшипника: d= 85 мм,D= 150 мм,B=28 мм
Динамическая грузоподъёмность C= 83.2.7 кН
Статическая грузоподъёмность C0= 64 кН
Радиальная нагрузка на левый подшипник Fr = 17.64 кН
Радиальная нагрузка на правый подшипник Fr = 6.42 кН
Осевая нагрузка на подшипник Fa= 0 кН
Частота вращения кольца подшипника n =45 мин-1
Расчет
Эквивалентная динамическая нагрузка
P =KбKТ (XVFr +YFa),
где X -коэффициент радиальной нагрузки;
Y- коэффициент осевой нагрузки;
Kб= 1.3 – коэффициент безопасности (табл.9 [3]);
KТ- температурный коэффициент,KТ=1 при температуре подшипникового узлаT<100;
V– коэффициент вращения,V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.
Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл.10 [3]
е=0.518=0
Окончательно получим = 0, т.к.eто
X = 1 ,Y = 0 ,P =1.31(1 *1*17.64 + 00) =22.93 кН
Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:
Lh== 14147,4 ч
где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.
Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника
LE = ,
где h- коэффициент эквивалентности, определяемый по табл.12 [3] в зависимости от типового режима нагружения:
h=0.125 LE = 113179.2 ч
Условие выполняется LE 10000 ч.
Быстроходный вал
Исходные данные
Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.
Подшипник № 312
Размеры подшипника: d= 60 мм,D= 130 мм,B= 31 мм
Динамическая грузоподъёмность C= 81.9 кН
Статическая грузоподъёмность C0= 52 кН
Радиальная нагрузка на левый подшипник Fr = 7.66 кН
Радиальная нагрузка на правый подшипник Fr = 11.23 кН
Осевая нагрузка на подшипник Fa= 3.11 кН
Частота вращения кольца подшипника n =182.2 мин-1
Расчет
Эквивалентная динамическая нагрузка
P =KбKТ (XVFr +YFa),
где X -коэффициент радиальной нагрузки;
Y- коэффициент осевой нагрузки;
Kб= 1.3 – коэффициент безопасности (табл.9 [3]);
KТ- температурный коэффициент,KТ=1 при температуре подшипникового узлаT<100;
V– коэффициент вращения,V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.
Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл.10 [3]
е=0.518= 0
Окончательно получим = 0, т.к.eто
X = 0.56 ,Y = 1.67 ,P =1.31( 0.56111.26 + 1.673.11) =14.93 кН
Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:
Lh== 120481 ч
где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.
Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника
LE = ,
где h- коэффициент эквивалентности, определяемый по табл.12 [3] в зависимости от типового режима нагружения:
h=0.125 LE =15060.12 ч
Условие выполняется LE 10000 ч.