Проектирование привода цепного транспортера (125888)

Посмотреть архив целиком


Спроектировать привод, состоящий из трехступенчатого цилиндро-коническо-цилиндрического мотор-редуктора (1), компенсирующе-предохранительной муфты (2), приводного вала с тяговой звездочкой (3), приводящей в движение тяговую цепь М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 цепного транспортера. Мотор-редуктор и приводной вал установлены на сварной раме.

Принять:

Типовой режим нагружения: 3.

Расчетный ресурс: 7 000 часов.

Изготовление в год: 1 шт.



Техническая характеристика привода:

Окружная сила на звездочке Ft, кН: 4,5.

Скорость тяговой цепи V, м/с: 0,4.

Число зубьев звездочки z: 7.

Ft=F1-F2; F2=0,25F1.

Принял

Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Выбор двигателя [1].

Общий КПД привода: η = ηред · ηм · ηп

ηред - КПД редуктора.

ηред = ηцп2 · ηкп · ηп3


ηцп = 0,95…0,97; принимаем ηцп = 0,96 - КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηкп = 0,95…0,97; принимаем ηкп = 0,96 - КПД закрытой конической передачи;

ηп = 0,99 - КПД пары подшипников качения.

ηред = 0,962 · 0,96 · 0,993 = 0,86

ηм = 0,98 - КПД муфты.

η = 0,86 · 0,98 · 0,99 = 0,83

Требуемая мощность двигателя:


Ртр = Рвых/ η = 1,8/0,83 = 2,2 кВт.


Рвых - мощность на тяговой звездочке.


Рвых = Ft · V = 4,5 · 103 · 0,4 = 1,8 кВт.


Кэ = 1 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи.

Частота вращения тяговой звездочки [3].


V = , следовательно nвых = = = 27 об/мин.


nвых - частота вращения тяговой звездочки. V = 0,4 м/с - скорость тяговой цепи. Z = 7 - число зубьев тяговой звездочки. t = 125 мм - шаг цепи.

По заданию: М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 - тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 112 кН, типа 1, с шагом 125 мм, исполнения 2.


Ft = F1 - F2 = 4,5 кН., F2 = 0,25F1

Отсюда: F1 = 6 кН, F2 = 1,5 кН.

Выбираем электродвигатель с запасом мощности: АИР100S4


Pдв = 3 кВт; nдв = 1440 об/мин.


Передаточное число редуктора [4].


Uред = U1 · U2 · U3 = nдв / nвых = 1440/27 = 53,3


U1 - передаточное число первой ступени;

U2 - передаточное число второй ступени;

U3 - передаточное число третьей ступени.


Примем: U1 = 4; U2 = 3,5; U3 = 3,8.


Частота вращения валов:


n1 = nдв = 1440 об/мин;

n2 = n1/U1 = 1440/4 = 360 об/мин;

n3 = n2/U2 = 360/3,5 = 102,8 об/мин;

n4 = nвых = 27 об/мин.


Угловые скорости валов:


ω1 = πn1/30 = 3,14 · 1440/30 = 150,7 рад/с;

ω2 = πn2/30 = 3,14 · 360/30 = 37,7 рад/с;

ω3 = πn3/30 = 3,14 · 102,8/30 = 10,8 рад/с;

ω4 = ωвых = πn4/30 = 3,14 · 27/30 = 2,8 рад/с.


Мощности на валах:

Р1 = Рдв = 3 кВт; Р2 = Р1 · ηцп · ηп = 3 · 0,96 · 0,99 = 2,85 кВт;

Р3 = Р2 · ηкп · ηп = 2,85 · 0,96 · 0,99 = 2,7 кВт;

Р4 = Р3 · ηцп · ηп = 2,7 · 0,96 · 0,99 = 2,6 кВт;

Рвых = Р4 · ηм · ηп = 2,6 · 0,98 · 0,99 = 2,5 кВт;


Вращающие моменты на валах:


М1 = Р1/ω 1 = 3/150,7 = 0,02 кН·м = 20 Н·м;

М2 = Р2/ω 2 = 2,85/37,7 = 0,076 кН·м = 76 Н·м;

М3 = Р3/ω 3 = 2,7/10,8 = 0,25 кН·м = 250 Н·м;

М4 = Р4/ω 4 = 2,6/2,8 = 0,93 кН·м = 930 Н·м;

Мвых = Рвых / ω 4 = 2,5/2,8 = 0,9 кН·м = 900 Н·м.


Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.

Материал колес - сталь 45; термообработка - улучшение: 235…262 НВ2;


248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.


Материал шестерен - сталь 45; термообработка - улучшение: 269…302 НВ1;


285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σ-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл.3.2 [4].


Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.


NK6 = 573 · ω 4 · Lh = 573 · 2,8 · 7000 = 17,2 · 106 циклов;

NK5 = NK6 · U3 = 17,2 · 106 · 3,8 = 65,4 · 106 циклов.


NHO = 16,5 · 106 табл.3.3 [4] - число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При NK > NHO, коэффициент долговечности КНL = 1.

NFO = 4 · 106 - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр.56 [4].

При NK > NFO, коэффициент долговечности КFL = 1.


[σ] H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ] H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ] F5 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ] F6 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа


Расчет третьей ступени редуктора.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:


α3 = Кα (U3 + 1) = 495 · (3,8 + 1) = 201,5 мм.


Кα = 495 - для прямозубых передач, стр.135 [3].

КНβ = 1 - при постоянной нагрузке.

Принимаем α3 = 200 мм.

m = (0,01-0,02) α3 = 2-4 мм, принимаем m = 3 мм.


z5 = 2α3/m (U3 + 1) = 2 · 200/3 · (3,8 + 1) = 28

z6 = z5U3 = 28 · 3,8 = 106

d5 = m z5 = 3 · 28 = 84 мм

da5 = d5 + 2m = 84 + 2 · 3 = 90 мм

dt5 = d5 - 2,5m = 84 - 2,5 · 3 = 76,5 мм

d6 = m z6 = 3 · 106 = 318 мм

da6 = d6 + 2m = 318 + 2 · 3 = 324 мм

dt6 = d6 - 2,5m = 318 - 2,5 · 3 = 310,5 мм

b6 = ψва · α3 = 0,4 · 200 = 80 мм

b5 = b6 + 5 = 80 + 5 = 85 мм


Окружная скорость:


V3 = = = 0,45 м/с


Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр.32 [1].

Коэффициент формы зуба: уF5 = 3,9, уF6 = 3,6, стр.42 [1].


[σF5] / уF5 = 294/3,9 = 75,4 МПа; [σF6] / уF6 = 256/3,6 = 71 МПа


71<75,4 - следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:


КF = К · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14


Усилия в зацеплении:


окружное: Ft5 = Ft6 = 2М3/d5 = 2 · 250/0,084 = 5952 H

радиальное: Fr5 = Fr6 = Ft5 · tgα = 5952 · tg 20° = 2166 H


Напряжение изгиба в зубьях колеса:


σF6 = Ft6 · КF · уF6/b6 · m = 5952 · 1,14 · 3,6/80 · 3 = 101,8 МПа< [σ] F6 = 256 МПа


Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:


σН6 = = = 474 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1 стр.32 [1] ; КНβ = 1 табл.3.1 [1] ; КНV = 1,05 стр.32 [1].

σН6 < [σ] Н6


Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена. Расчет второй ступени редуктора. Внешний делительный диаметр колеса [1].


de4 ≥ 165


Для прямозубых колес:


vH = k =1

de4 ≥ 165 = 245,94 мм


По ГОСТ 6636-69 принимаем de4= 250 мм.

Углы делительных конусов.


δ4 = arctg (U2) = arctg 3,5 = 74,05º; δ3 = 90º - δ4 = 15,95º


Внешнее конусное расстояние:


Re = de4/2sin (δ4) = 250/2sin 74,05 = 130,2 мм


Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:


b = 0,285Re = 0,285 · 130,2 = 37,11 мм


Внешний окружной модуль:


me =


vF = 0,85 - для прямозубых колес,

K = 1 для прямозубых колес.


me = = 1,73 мм


Число зубьев колеса и шестерни:


z4 = de4/me = 250/1,73 = 144,5, принимаем z4 = 144.

z3 = z4/U2 = 144/3,5 = 41.


Внешние диаметры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:


de3 = me z3 = 1,73 · 41 = 70,93 мм;

de4 = me z4 = 1,73 · 144 = 249,12 мм.


Диаметры вершин:


dae3 = de3 + 2 (1 + Xe3) me cosδ3

dae4 = de4 + 2 (1 - Xe3) me cosδ4

Xe3 = 0,33 - коэффициент смещения [1].


dae3 = 70,93 + 2 · 1,33 · 1,73 · cos15,95º = 75,35 мм

dae4 = 249,12 + 2 · 0,67 · 1,73 · cos74,05º = 249,76 мм


Средние делительные диаметры:


d3 = 0,857de3 = 0,857 · 70,93 = 60,8 мм

d4 = 0,857de4 = 0,857 · 249,12 = 213,5 мм


Проверочный расчет.

Проверка контактных напряжений.


σН = 470 ≤ [σ] H,


где Ft4 = = = 2342 H - окружная сила в зацеплении.

VH = K = K = 1


Величину KHv находим из [1], в зависимости от класса прочности и окружной скорости.


V2 = ω3d4/2 · 103 = 10,8 · 213,5/2 · 103 = 1,15 м/с

KHv = 1,04

σН = 470 = 460 МПа < [σ] Н = 514 МПа


Проверка напряжения изгиба.


σF4 = YF4 Yβ K K KFv ≤ [σ] F

Yβ = K = K =1, vF = 0,85, KFv = 1,01, YF4 = 3,63 [4].

zv4 = z4/cos δ4 = 144/cos 74,05º = 523,6

σF4 = 3,63 · · 1,01 = 157 МПа ≤ [σ] F = 256 МПа


Силы в зацеплении:


Fr3 = Fa4 = Ft4 · tgα · cos δ3 = 2342 · tg 20º · cos 15,95º = 820 H

Fa3 = Fr4 = Ft4 · tgα · cos δ4 = 2342 · tg 20º · cos 74,05º = 234 H


Расчет первой ступени редуктора. U1 = 4

Материалы и допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью


α1 = Кα (U1 + 1) = 495 · (4 + 1) = 97,6 мм.


Кα = 495 - для прямозубых передач, стр.135 [3].

КНβ = 1 - при постоянной нагрузке. Принимаем α1 = 100 мм.


m = (0,01-0,02) α1 = 1-2 мм, принимаем m = 1,5 мм.

z1 = 2α1/m (U1 + 1) = 2 · 100/1,5 · (4 + 1) = 27

z2 = z1U1 = 27 · 4 = 108, d1 = m z1 = 1,5 · 27 = 40,5 мм

da1 = d1 + 2m = 40,5 + 2 · 1,5 = 43,5 мм

dt1 = d1 - 2,5m = 40,5 - 2,5 · 1,5 = 36,75 мм

d2 = m z2 = 1,5 · 108 = 162 мм

da2 = d2 + 2m = 162 + 2 · 1,5 = 165 мм

dt2 = d2 - 2,5m = 162 - 2,5 · 1,5 = 158,25 мм

b2 = ψва · α1 = 0,315 · 100 = 32 мм

b1 = b2 + 5 = 32 + 5 = 37 мм


Коэффициент формы зуба: уF1 = 4,07, уF2 = 3,6, стр.42 [1]. Усилия в зацеплении:


окружное: Ft1 = Ft2 = 2М1/d1 = 2 · 20/0,0405 = 988 H

радиальное: Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgα = 988 · tg 20° = 360 H

[σF1] / уF1 = 294/4,07 = 72 МПа; [σF2] / уF2 = 256/3,6 = 71 МПа


71<72 - следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.


Коэффициент нагрузки: КF = К · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3


К = 1,04 табл.3.7 [1], KFV = 1,25 табл.3.8 [1]. Напряжение изгиба в зубьях колеса:


σF2 = Ft2 · КF · уF2/b2 · m = 988 · 1,3 · 3,6/32 · 1,5 = 96 МПа< [σ] F2 = 256 МПа


Прочность зубьев по изгибу обеспечена. Напряжение изгиба при перегрузке:


σFmax = σF · Мmax / Мном = 96 · 2,2 = 211 < [σFmax] = 681 МПа

[σFmax] = 2,74НВ2 = 2,74 · 248,5 = 681 МПа


Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:


σН2 = = = 433 МПа < [σ] Н2=514 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1 стр.32 [1] ; КНβ = 1 табл.3.1 [1] ; КНV = 1,05 стр.32 [1].


Проверка контактных напряжений при перегрузке:


σmax = σН · = 433 · = 642 МПа < [σНпр] = 1674 МПа

[σНпр] = 3,1 · σТ = 3,1 · 540 = 1674 МПа


Окружная скорость в зацеплении:


V1 = = 3,14 · 0,0405 · 1440/60 = 3,1 м/с


Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр.32 [1].

Основные размеры корпуса и крышки редуктора.

Толщина стенок:


δ = 0,025α3 + 3 = 0,025 · 201,5 + 3 = 8 мм

δ1 = 0,02α3 + 3 = 0,02 · 201,5 + 3 = 7 мм


Принимаем: δ = δ1 = 8 мм. Толщина поясов стыка:


b = b1 = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм


Толщина бобышки крепления на раму:


p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 20 мм


Диаметры болтов:


d1 = 0,03α3 + 12 = 0,03 · 201,5 + 12 = 18 мм - М18

d2 = 0,75d1 = 0,75 · 18 = 13,5 мм - М14

d3 = 0,6d1 = 0,6 · 18 = 9,9 мм - М10

d4 = 0,5d1 = 0,5 · 18 = 9 мм - М10


Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него.

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:


d4 = = = 55,8 мм


Принимаем: выходной диаметр Ø56 мм, под подшипники - Ø60 мм, под колесо - Ø65 мм. Усилие от муфты: FM = 250 = 250 = 7624 H


Ft6 = 5952 H, Fr6 = 2166 H, a = 212 мм, b = 71,5 мм, с = 100 мм.



Реакции от усилий в зацеплении:


RAx (a + b) - Ft6b = 0; RAx = Ft6b / (a + b) = 5952 · 0,0715/0,2835 = 1501 H

RBx = Ft6 - RAx = 5952 - 1501 = 4451 H

Mx = RBxb = 4451 · 0,0715 = 318 H · м

RAy = Fr6b / (a + b) = 2166 · 0,0715/0,2835 = 546 H

RBy = Fr6 - RAy = 2166 - 546 = 1620 H

My = RByb = 1620 · 0,0715 = 116 H · м


Реакции от усилия муфты:


FM (a + b + c) - RAFм (a + b) = 0;

RAFм = FM (a + b + c) / (a + b) = 7624 · 0,3835/0,2835 = 10313 H

RBFм = RAFм - FM = 10313 - 7624 = 2689 H

RA = = = 1597 H

RB = = = 4736 H


Для расчета подшипников:


RA' = RA + RAFм = 1597 + 10313 = 11910 H

RB' = RB + RBFм = 4736 + 2689 = 7425 H


Опасное сечение I - I. Концентрация напряжений в сечении I - I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,


σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл.10.2 [2].


Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.


σа = σu = МAFм / 0,1d43 = 762,4 · 103/0,1 · 603 = 35,3 МПа

τа = τк /2 = М4/2 · 0,2d43 = 930 · 103/0,4 · 603 = 10,8 МПа

Кσ / К = 3,8 табл.10.13 [2] ; Кτ / К = 2,2 табл.10.13 [2] ;

K = K = 1 табл.10.8 [2] ; KV = 1 табл.10.9 [2].

KσД = (Кσ / К + 1/К - 1) · 1/KV = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / К + 1/К - 1) · 1/KV = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1/KσД = 360/3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ - 1/KτД = 200/2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7/35,3 = 2,7; Sτ = τ - 1Д / τ а = 91/10,8 = 8,4

S = Sσ Sτ / = 2,7 · 8,4/ = 2,6 > [S] = 2,5


Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №212,


С = 52 кН, С0 = 31 кН, d×D×B = 60×110×22

QA = RA' Kδ KT = 11910 · 1,3 · 1 = 15483 H


Ресурс подшипника:


Lh = a23 (C / QA) m (106/60n4) = 0,8 · (52/15,483) 3 · (106/60 · 27) = 1,9 · 104 ч

1,9 · 104 ч < [t] = 2,5 · 104 ч


Так как Lh < [t] возьмем роликовые подшипники №2312; С = 151 кН;


d×D×B = 60×130×31, тогда:

Lh = 0,7 · (151/15,183) 3,3 · (106/60 · 27) = 8,2 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч


Подшипник подходит. Расчет промежуточного (третьего) вала

и расчет подшипников для него.

Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:


d3 = = = 36,7 мм


Принимаем: диаметр под подшипники - Ø40 мм, под коническое колесо - Ø45мм.


Ft5 = 5952 H, Fr5 = 2166 H, d = 71,5 мм, e = 133 мм, f = 78,5 мм.

Ft4 = 2342 H, Fr4 = 234 H, Fa4 = 820 H.



Реакции опор:

в плоскости xz:


RDX = (Ft5d + Fr4 (d+e) + Fa4d4/2) / (d+e+f) = (5952·71,5 + 234·204,5 + 820·106,75) /283 = 1982 Н;

RCX = (Fr4f + Ft5 (f+e) - Fa4d4/2) / (d+e+f) = (234·78,5 + 5952·211,55 - 820·106,75) /283 = 4204 Н;

Проверка: RDX + RCX - Ft5 - Fr4 = 1982 + 4204 - 5952 - 234 = 0.

в плоскости yz:

RDY = (Fr5d + Ft4 (d+e)) / (d+e+f) = (2166·71,5 + 2342·204,5) /283 = 2238 Н;

RCY = (Ft4f + Fr5 (f+e)) / (d+e+f) = (2342·78,5 + 2166·211,5) /283 = 2270 Н;

Проверка: RDY + RCY - Fr5 - Ft4 = 2238 + 2270 - 2166 - 2342 = 0.


Суммарные реакции:


RD = = = 2989 H;

RC = = = 4778 H;


Опасное сечение - место под колесо цилиндрической передачи.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,


σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл.10.2 [2].


Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:


Му = RDX (e+f) - Fr4e - Fa4d4/2 = 1982 · 0,2115 - 234 · 0,133 - 820 · 0,107= 300,7 Н·м;

Мх = RDY (e+f) - Ft4e = 2238 · 0,2115 - 2342 · 0,133 = 162 Н·м;

Мсеч = = = 341,6 Н·м.


Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.


σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 341,6 · 103/0,1 · 76,53 = 37,5 МПа

τа = τк /2 = М3/2 · 0,2d3 = 250 · 103/0,4 · 76,53 = 6,9 МПа

Кσ / К = 3,8 табл.10.13 [2] ; Кτ / К = 2,2 табл.10.13 [2] ;

K = K = 1 табл.10.8 [2] ; KV = 1 табл.10.9 [2].

KσД = (Кσ / К + 1/К - 1) · 1/KV = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / К + 1/К - 1) · 1/KV = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1/KσД = 360/3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ - 1/KτД = 200/2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7/37,5 = 2,6; Sτ = τ - 1Д / τ а = 91/6,9 = 13,2

S = Sσ Sτ / = 2,6 · 13,2/ = 2,63 > [S] = 2,5


Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники №7208, С = 58,3 кН, С0 = 40 кН, d×D×B = 40×80×18

Эквивалентная нагрузка:


Qэ = (XVRC + YFa4) KбKT,


в которой радиальная нагрузка RC = 4778 H; осевая нагрузка Fa4 = 820 H; V = 1 -

вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности Kб = 1,3; КТ = 1.

Отношение Fa4/Со = 820/40000 = 0,021; этой величине соответствует е = 0,37.

Отношение Fa4/RC = 820/4778 = 0,17 < е; Х = 0,4; Y = 1,6.


Qэ = (0,4·4778 + 1,6· 820) ·1,3 = 4077 H.


Ресурс подшипника:


Lh = a23 (C / Qэ) m (106/60n3) = 0,8 · (58,3/4,077) 3 · (106/60 · 102,8) = 3,9 · 104 ч

3,9 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч


Подшипник подходит.

Расчет промежуточного (второго) вала

и расчет подшипников для него.

Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:


d2 = = = 24,7 мм


Принимаем: диаметр под подшипники - Ø30 мм, под цилиндрическое колесо - Ø35 мм.


Ft2 = 988 H, Fr2 = 360 H, k = 46,5 мм, l = 46,5 мм, m = 48,5 мм.

Ft3 = 2342 H, Fr3 = 820 H, Fa3 = 234 H.


Реакции опор:



в плоскости xz:


RGX = (-Ft2k + Fr3 (k+l+m) - Fa3d3/2) / (k+l) = (-988·46,5 + 820·141,5 - 234·30,4) /93= 677 Н

RFX = (-Ft2l - Fr3m + Fa3d3/2) / (k+l) = (-988·46,5 - 820·48,5 + 234·30,4) /93= - 845 Н. Проверка: RFX + RGX + Ft2 - Fr3 = - 845 + 677 + 988 - 820 = 0.


в плоскости yz:


RGY = (Fr2k - Ft3 (k+l+m)) / (k+l) = (360·46,5 - 2342·141,5) /93= - 3383 Н

RFY = (Fr2l + Ft3m) / (k+l) = (360·46,5 + 2342·48,5) /93= 1401 Н

Проверка: RGY + RFY - Fr2 + Ft3 = - 3383 + 1401 - 360 + 2342 = 0.


Суммарные реакции:


RG = = = 3450 H;

RF = = = 1636 H;


Опасное сечение - опора G. Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,


σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл.10.2 [2].


Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:


Му = Fa3d3/2 - Fr3m = 234·0,0304 - 820·0,0485 = - 32,7 Н·м;

Мх = Ft3m = 2342·0,0485 = 113,6 Н·м;

Мсеч = = = 118 Н·м.


Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.


σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 118 · 103/0,1 · 303 = 43,7 МПа

τа = τк /2 = М2/2 · 0,2d3 = 76 · 103/0,4 · 303 = 7 МПа

Кσ / К = 3,8 табл.10.13 [2] ; Кτ / К = 2,2 табл.10.13 [2] ;

K = K = 1 табл.10.8 [2] ; KV = 1 табл.10.9 [2].

KσД = (Кσ / К + 1/К - 1) · 1/KV = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / К + 1/К - 1) · 1/KV = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1/KσД = 360/3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ - 1/KτД = 200/2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7/43,7 = 2,2; Sτ = τ - 1Д / τ а = 91/7 = 13

S = Sσ Sτ / = 2,2 · 13/ = 2,57 > [S] = 2,5


Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники №7206,


С = 38 кН, С0 = 25,5 кН, d×D×B = 30×62×16


Эквивалентная нагрузка:


Qэ = (XVRG + YFa3) KбKT,


в которой радиальная нагрузка RG = 3450 H; осевая нагрузка Fa3 = 234 H; V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности Kб = 1,3; КТ = 1.


Отношение Fa3/Со = 234/25500 = 0,009;


этой величине соответствует е = 0,26.


Отношение Fa3/RG = 234/3450 = 0,07 < е; Х = 0,56; Y = 1,71.

Qэ = (0,56·3450 + 1,71· 234) ·1,3 = 3032 H.


Ресурс подшипника:


Lh = a23 (C / Qэ) m (106/60n2) = 0,8 · (38/3,032) 3 · (106/60 · 360) = 7,2 · 104 ч

7,2 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч


Подшипник подходит.

Расчет тяговой звездочки.

Цепь: М112-1-125-2 ГОСТ 588-81. Шаг цепи: t = 125 мм. Окружная сила на звездочке: Ft = 4,5 кН. Скорость тяговой цепи: V = 0,4 м/с. Число зубьев звездочки:

Z = 7.

DЦ = 21 мм - диаметр элемента зацепления.

Геометрическая характеристика зацепления:


λ = t / DЦ = 125/21 = 5,95


Шаг зубьев звездочки: tZ = t = 125 мм.

Диаметр делительной окружности:


в шагах: dt = cosec (180º / z) = cosec (180/7) = 2,3048;

в мм: dд = dt · t = 2,3048 · 125 = 288,1 мм.


Диаметр наружной окружности:


De = t (K + KZ - 0,31/λ) = 125 (0,7 + 2,08 - 0,31/5,95) = 341 мм

К = 0,7 - коэффициент высоты зуба,

KZ = ctg (180º / z) = ctg (180º / 7) = 2,08 - коэффициент числа зубьев.


Диаметр окружности впадин:


Di = dд - (DЦ + 0,175) = 288,1 - (21 + 0,175) = 264,13 мм.


Случайные файлы

Файл
102300.rtf
34576.rtf
166508.rtf
58190.rtf
177656.rtf