Реферат: Расчет редуктора 3

--PAGE_BREAK--2. Расчет зубчатых колес редуктора


Для шестерни и колеса выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

— для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230;

— для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 200.

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения по формуле:

<img width=«107» height=«44» src=«ref-2_133945795-356.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051">,

где σHlim
b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

      К
HL – коэффициент долговечности;

      [SH] – коэффициент безопасности.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

σHlim
b=2НВ+70;

К
HLпринимаемравным1, т.к. проектируемый срок службы более 5 лет; коэффициент безопасности [SH] =1,1.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

<img width=«173» height=«23» src=«ref-2_133946151-357.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052">

для шестерни <img width=«36» height=«23» src=«ref-2_133946508-141.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053">=<img width=«275» height=«47» src=«ref-2_133946649-805.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">МПа

для колеса <img width=«40» height=«23» src=«ref-2_133947454-147.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">=<img width=«277» height=«47» src=«ref-2_133947601-803.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056"> МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

<img width=«189» height=«23» src=«ref-2_133948404-334.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057"> МПа.

Условие <img width=«132» height=«23» src=«ref-2_133948738-294.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058"> выполнено.

Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле:

<img width=«188» height=«49» src=«ref-2_133949032-641.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059">,

где <img width=«31» height=«25» src=«ref-2_133949673-127.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">  — твердость поверхностей зубьев. Для симметричного расположения колес относительно опор и при твердости материала ≤350НВ принимаем <img width=«31» height=«25» src=«ref-2_133949673-127.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061"> винтервале (1 – 1,15). Примем <img width=«31» height=«25» src=«ref-2_133949673-127.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062">=1,15;

         ψba=0,25÷0,63 – коэффициент ширины венца. Принимаем ψba= 0,4;

         Ka= 43 – для косозубых и шевронных передач;

         u
— передаточное число. и= 3,65;

<img width=«289» height=«52» src=«ref-2_133950054-894.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">.

Принимаем межосевое расстояние <img width=«84» height=«24» src=«ref-2_133950948-191.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">, т.е. округляем до ближайшего целого числа.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

mn= <img width=«107» height=«24» src=«ref-2_133951139-233.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065"> = <img width=«128» height=«21» src=«ref-2_133951372-250.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066"><img width=«55» height=«21» src=«ref-2_133951622-147.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067">мм;

принимаем по ГОСТ 9563-60
mn=2 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10о и рассчитаем число зубьев шестерни и колеса:

Z1=<img width=«287» height=«48» src=«ref-2_133951769-869.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068">
Принимаем z1=34, тогда число зубьев колеса  z2=
z1·
u=34·3.65=124,1. Принимаем z2=124.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

<img width=«287» height=«72» src=«ref-2_133952638-766.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

<img width=«272» height=«91» src=«ref-2_133953404-1018.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">

Проверка: <img width=«239» height=«43» src=«ref-2_133954422-501.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">мм;

диаметры вершин зубьев:

da
1
=
d
1
+2
mn=68,86+2·2=72,86 мм;

da
2
=
d
2
+2
mn=251,14+2·2=255,14 мм;

диаметры впадин зубьев:df1=
d1 — 2
mn=68,86-2·2=64,86 мм;

                                          df2=
d2 -  2
<img width=«23» height=«24» src=«ref-2_133954923-104.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072">=251,14-2·2=247,14 мм;      

   определяем ширину колеса:                b2=
<img width=«25» height=«24» src=«ref-2_133955027-112.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">
<img width=«151» height=«24» src=«ref-2_133955139-272.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">

  определяем ширину шестерни:              b1=
b2+5мм =64+5=69  мм.

         Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

<img width=«169» height=«47» src=«ref-2_133955411-423.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075">

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

<img width=«240» height=«43» src=«ref-2_133955834-543.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076">

При такой скорости для косозубых колёс принимаем 8-ю степень точности, где коэффициент нагрузки равен:

<img width=«147» height=«25» src=«ref-2_133956377-272.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">

 КНβпринимаем равным 1,04. <img width=«75» height=«25» src=«ref-2_133956649-187.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">

<img width=«76» height=«24» src=«ref-2_133956836-182.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079"> 

<img width=«75» height=«24» src=«ref-2_133957018-181.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">, т.к. твердость материала меньше 350НВ.

<img width=«177» height=«23» src=«ref-2_133957199-315.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">

Таким образом, KH=1,04·1,09·1,0=1,134.

Проверяем контактные напряжения по формуле:

<img width=«555» height=«53» src=«ref-2_133957514-1526.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082">

Рассчитываем перегруз:

<img width=«268» height=«47» src=«ref-2_133959040-642.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">

Перегруз в пределах нормы.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

<img width=«252» height=«48» src=«ref-2_133959682-579.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">;

радиальная:

<img width=«311» height=«44» src=«ref-2_133960261-674.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">,

где <img width=«16» height=«15» src=«ref-2_133960935-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">=200 -угол зацепления в нормальном сечении;

      <img width=«16» height=«21» src=«ref-2_133961023-96.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">=9,070 -угол наклона зубьев.             

осевая:

<img width=«277» height=«24» src=«ref-2_133961119-456.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088"> 

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

<img width=«197» height=«44» src=«ref-2_133961575-466.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089">.

<img width=«93» height=«25» src=«ref-2_133962041-211.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">,

где <img width=«29» height=«25» src=«ref-2_133962252-124.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">=1,1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузок);

<img width=«29» height=«24» src=«ref-2_133962376-121.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092">=1,1 – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности);

<img width=«19» height=«23» src=«ref-2_133962497-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">-коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев <img width=«21» height=«24» src=«ref-2_133962602-103.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">

<img width=«220» height=«47» src=«ref-2_133962705-503.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095"> 

<img width=«231» height=«47» src=«ref-2_133963208-530.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">

Тогда:

<img width=«69» height=«23» src=«ref-2_133963738-171.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">

<img width=«71» height=«23» src=«ref-2_133963909-172.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">
Допускаемое напряжение по формуле

<img width=«101» height=«52» src=«ref-2_133964081-512.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">.

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ≤350 σ0Flimb =1,8 НВ.

Для шестерни σ0Flimb=1,8·230=415 МПа; для колеса σ0Flimb=1,8·200=360 МПа.

[SF]=[SF]΄[SF]˝ — коэффициент безопасности, где [SF]΄=1,75, [SF]˝=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, .[SF]=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни <img width=«121» height=«44» src=«ref-2_133964593-329.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100">МПа;

для колеса <img width=«123» height=«44» src=«ref-2_133964922-340.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101">МПа.

Находим отношение <img width=«35» height=«41» src=«ref-2_133965262-267.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102">:

для шестерни <img width=«171» height=«47» src=«ref-2_133965529-482.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103">;

для колеса <img width=«175» height=«47» src=«ref-2_133966011-487.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104">.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yβ и KFα:

<img width=«195» height=«44» src=«ref-2_133966498-449.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105">

<img width=«333» height=«47» src=«ref-2_133966947-911.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106">,

где К
Fα — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

<img width=«21» height=«24» src=«ref-2_133967858-98.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107">=1,5 -коэффициент торцового перекрытия;

n=8 -степень точности зубчатых колес.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

<img width=«207» height=«48» src=«ref-2_133967956-507.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108">;

<img width=«433» height=«41» src=«ref-2_133968463-853.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">

Условие прочности выполнено.

    продолжение
--PAGE_BREAK--3. Предварительный расчет валов редуктора
Диаметры валов определяем по формуле:

<img width=«99» height=«51» src=«ref-2_133969316-342.coolpic» v:shapes="_x0000_i1110">.

Для ведущего вала [τк] = 25 МПа; для ведомого [τк] = 20 МПа.

Ведущий вал:

<img width=«56» height=«24» src=«ref-2_133969658-157.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111">

Для двигателя марки 4А 160М6У3 <img width=«25» height=«24» src=«ref-2_133969815-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1112">=48 мм. Диаметр вала dв1=48

Примем диаметр вала под подшипниками dп1=40 мм

Диаметр муфты dм=0,8·<img width=«25» height=«24» src=«ref-2_133969815-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1113">=<img width=«48» height=«21» src=«ref-2_133970043-142.coolpic» v:shapes="_x0000_i1114">=38,4 мм. Принимаем  
dм=35 мм.

Свободный конец вала можно определить по приближенной формуле:

<img width=«55» height=«24» src=«ref-2_133970185-151.coolpic» v:shapes="_x0000_i1115">,

где dп – диаметр вала под подшипник.


Под подшипниками принимаем: <img width=«216» height=«24» src=«ref-2_133970336-359.coolpic» v:shapes="_x0000_i1116">

Тогда l
=
<img width=«97» height=«19» src=«ref-2_133970695-196.coolpic» v:shapes="_x0000_i1117">


Схематичная конструкция ведущего вала изображена на рис. 3.1.


  <img width=«44» height=«63» src=«ref-2_133970891-158.coolpic» alt=«Подпись: 68,86» v:shapes="_x0000_s1099" v:dpi=«96»>  <img width=«44» height=«40» src=«ref-2_133971049-104.coolpic» alt=«Подпись: 40» v:shapes="_x0000_s1101" v:dpi=«96»>  <img width=«44» height=«40» src=«ref-2_133971153-107.coolpic» alt=«Подпись: 35» v:shapes="_x0000_s1103" v:dpi=«96»>  <img width=«44» height=«40» src=«ref-2_133971049-104.coolpic» alt=«Подпись: 40» v:shapes="_x0000_s1096" v:dpi=«96»>  <img width=«623» height=«244» src=«ref-2_133971364-4920.coolpic» v:shapes="_x0000_i1118">
Рис. 3.1. Конструкция ведущего вала
Ведомый вал.

Диаметр выходного конца вала:

<img width=«260» height=«52» src=«ref-2_133976284-732.coolpic» v:shapes="_x0000_i1119">, принимаем ближайшее значение из стандартного ряда <img width=«81» height=«24» src=«ref-2_133977016-189.coolpic» v:shapes="_x0000_i1120">

Под подшипниками берем <img width=«219» height=«24» src=«ref-2_133977205-472.coolpic» v:shapes="_x0000_i1121">

Под зубчатым колесом <img width=«233» height=«24» src=«ref-2_133977677-497.coolpic» v:shapes="_x0000_i1122">

Схематичная конструкция ведомого (тихоходного) вала показана на рис.3.2.

<img width=«44» height=«40» src=«ref-2_133978174-106.coolpic» alt=«Подпись: 55» v:shapes="_x0000_s1113" v:dpi=«96»><img width=«44» height=«40» src=«ref-2_133978280-108.coolpic» alt=«Подпись: 65» v:shapes="_x0000_s1112" v:dpi=«96»><img width=«44» height=«40» src=«ref-2_133978174-106.coolpic» alt=«Подпись: 55» v:shapes="_x0000_s1111" v:dpi=«96»><img width=«44» height=«40» src=«ref-2_133978494-106.coolpic» alt=«Подпись: 50» v:shapes="_x0000_s1106" v:dpi=«96»>        <img width=«552» height=«200» src=«ref-2_133978600-3859.coolpic» v:shapes="_x0000_i1123">
Рис. 3.2. Конструкция ведомого вала
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

    продолжение
--PAGE_BREAK--4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА 4.1. Конструктивные размеры шестерни и колес


Шестерню выполняем за одно целое с валом. Её размеры:

ширина <img width=«72» height=«23» src=«ref-2_133982459-178.coolpic» v:shapes="_x0000_i1124">

диаметр <img width=«93» height=«24» src=«ref-2_133982637-225.coolpic» v:shapes="_x0000_i1125">

диаметр вершины зубьев <img width=«98» height=«26» src=«ref-2_133982862-230.coolpic» v:shapes="_x0000_i1126">

диаметр впадин <img width=«101» height=«27» src=«ref-2_133983092-240.coolpic» v:shapes="_x0000_i1127">.

Колесо кованое:

ширина <img width=«75» height=«23» src=«ref-2_133983332-179.coolpic» v:shapes="_x0000_i1128">

диаметр <img width=«104» height=«24» src=«ref-2_133983511-229.coolpic» v:shapes="_x0000_i1129">

диаметр вершины зубьев <img width=«110» height=«26» src=«ref-2_133983740-242.coolpic» v:shapes="_x0000_i1130">

диаметр впадин <img width=«112» height=«27» src=«ref-2_133983982-247.coolpic» v:shapes="_x0000_i1131">

диаметр ступицы <img width=«206» height=«26» src=«ref-2_133984229-369.coolpic» v:shapes="_x0000_i1132">

длина ступицы <img width=«321» height=«26» src=«ref-2_133984598-704.coolpic» v:shapes="_x0000_i1133">,

принимаем <img width=«77» height=«26» src=«ref-2_133985302-195.coolpic» v:shapes="_x0000_i1134">

Толщина обода: <img width=«269» height=«24» src=«ref-2_133985497-568.coolpic» v:shapes="_x0000_i1135">

принимаем<img width=«67» height=«24» src=«ref-2_133986065-163.coolpic» v:shapes="_x0000_i1136">

Толщина диска: <img width=«203» height=«23» src=«ref-2_133986228-335.coolpic» v:shapes="_x0000_i1137">
4.2. Конструктивные размеры корпуса редуктора


Толщина стенок корпуса и крышки:

<img width=«263» height=«24» src=«ref-2_133986563-416.coolpic» v:shapes="_x0000_i1138">, принимаем<img width=«60» height=«19» src=«ref-2_133986979-151.coolpic» v:shapes="_x0000_i1139">

<img width=«264» height=«24» src=«ref-2_133987130-419.coolpic» v:shapes="_x0000_i1140">, принимаем<img width=«65» height=«23» src=«ref-2_133987549-167.coolpic» v:shapes="_x0000_i1141">.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

<img width=«167» height=«21» src=«ref-2_133987716-275.coolpic» v:shapes="_x0000_i1142">

<img width=«172» height=«23» src=«ref-2_133987991-292.coolpic» v:shapes="_x0000_i1143">

нижнего пояса корпуса:

<img width=«201» height=«21» src=«ref-2_133988283-326.coolpic» v:shapes="_x0000_i1144">, принимаем <img width=«71» height=«21» src=«ref-2_133988609-172.coolpic» v:shapes="_x0000_i1145">.

Диаметр болтов:

фундаментальных <img width=«454» height=«26» src=«ref-2_133988781-921.coolpic» v:shapes="_x0000_i1146">; принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

<img width=«329» height=«23» src=«ref-2_133989702-503.coolpic» v:shapes="_x0000_i1147">; принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом<img width=«317» height=«26» src=«ref-2_133990205-713.coolpic» v:shapes="_x0000_i1148">; принимаем болты с резьбой М8.
4.3.Компановка редуктора


Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1.

Размеры корпуса редуктора:

принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса (при наличии ступицы зазор берем от торца ступицы) <img width=«179» height=«23» src=«ref-2_133990918-304.coolpic» v:shapes="_x0000_i1149">; принимаем А1=10мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса <img width=«88» height=«19» src=«ref-2_133991222-177.coolpic» v:shapes="_x0000_i1150">;

принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса  <img width=«88» height=«19» src=«ref-2_133991222-177.coolpic» v:shapes="_x0000_i1151">; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника,  то расстояние <img width=«16» height=«17» src=«ref-2_133991576-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1152"> надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники однорядные средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников  <img width=«80» height=«24» src=«ref-2_133991668-188.coolpic» v:shapes="_x0000_i1153">и <img width=«80» height=«24» src=«ref-2_133991856-187.coolpic» v:shapes="_x0000_i1154">.(Таблица 1).
Таблица 1:

Габариты намеченных подшипников

Вал

Условное обозначение подшипника

d

D

B

Грузоподъемность, кН

размеры, мм

С

С0

Быстроходный

208

40

8

18



32,0

17,8

Тихоходный

211

55

100

21

43,6

25,0



Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.

Эскизная компоновка изображена на рис. 4.1.

    продолжение
--PAGE_BREAK--5.ПОДБОР И ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА, ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ 5.1. Ведущий вал
Из предыдущих расчетов имеем:

<img width=«259» height=«197» src=«ref-2_133992043-1657.coolpic» v:shapes="_x0000_i1155">

Определяем опорные реакции.

Расчетная схема вала и эпюры изгибающих моментов изображены на рис. 5.1

В плоскости YOZ:

<img width=«71» height=«53» src=«ref-2_133993700-436.coolpic» v:shapes="_x0000_i1156">

<img width=«277» height=«43» src=«ref-2_133994136-698.coolpic» v:shapes="_x0000_i1157">

<img width=«460» height=«175» src=«ref-2_133994834-2579.coolpic» v:shapes="_x0000_i1158">

Проверка:

<img width=«173» height=«53» src=«ref-2_133997413-601.coolpic» v:shapes="_x0000_i1159">

 в плоскости XOZ:

<img width=«263» height=«83» src=«ref-2_133998014-964.coolpic» v:shapes="_x0000_i1160">
<img width=«317» height=«27» src=«ref-2_133998978-734.coolpic» v:shapes="_x0000_i1161">

<img width=«429» height=«47» src=«ref-2_133999712-965.coolpic» v:shapes="_x0000_i1162">

<img width=«515» height=«47» src=«ref-2_134000677-1104.coolpic» v:shapes="_x0000_i1163">

Проверка:

<img width=«192» height=«53» src=«ref-2_134001781-622.coolpic» v:shapes="_x0000_i1164">

Суммарные реакции в опорах А и В:

<img width=«353» height=«61» src=«ref-2_134002403-1174.coolpic» v:shapes="_x0000_i1165">

Определяем моменты по участкам:

в плоскости YOZ:

сечение 1:<img width=«83» height=«24» src=«ref-2_134003577-193.coolpic» v:shapes="_x0000_i1166">;

сечение 2: M<img width=«19» height=«19» src=«ref-2_134003770-98.coolpic» v:shapes="_x0000_i1167">=0

                  M<img width=«272» height=«27» src=«ref-2_134003868-451.coolpic» v:shapes="_x0000_i1168">

Сечение 3: М<img width=«445» height=«43» src=«ref-2_134004319-817.coolpic» v:shapes="_x0000_i1169">

      M<img width=«579» height=«43» src=«ref-2_134005136-1063.coolpic» v:shapes="_x0000_i1170">

в плоскости XOZ:

сечение 1:   <img width=«91» height=«24» src=«ref-2_134006199-200.coolpic» v:shapes="_x0000_i1171">;

                     <img width=«32» height=«24» src=«ref-2_134006399-126.coolpic» v:shapes="_x0000_i1172"> = <img width=«228» height=«24» src=«ref-2_134006525-388.coolpic» v:shapes="_x0000_i1173">

сечение2:                                                                            <img width=«512» height=«24» src=«ref-2_134006913-911.coolpic» v:shapes="_x0000_i1174">

сечение3:

<img width=«537» height=«45» src=«ref-2_134007824-1369.coolpic» v:shapes="_x0000_i1175">

Строим эпюры изгибающих моментов.

Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре. Намечаем радиальные шариковые подшипники 208: d=40 мм; D=80мм; В=18мм; С=32,0 кН; Со=17,8кН.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

<img width=«209» height=«24» src=«ref-2_134009193-457.coolpic» v:shapes="_x0000_i1176"> ,

где RB=2267,3 Н

<img width=«16» height=«19» src=«ref-2_134009650-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1177">=1 (вращается внутреннее кольцо);

<img width=«96» height=«24» src=«ref-2_134009743-211.coolpic» v:shapes="_x0000_i1178">

<img width=«59» height=«24» src=«ref-2_134009954-151.coolpic» v:shapes="_x0000_i1179">  — коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров;

<img width=«48» height=«23» src=«ref-2_134010105-137.coolpic» v:shapes="_x0000_i1180"> — температурный коэффициент.

Отношение <img width=«140» height=«47» src=«ref-2_134010242-416.coolpic» v:shapes="_x0000_i1181">;этойвеличине соответствует <img width=«56» height=«21» src=«ref-2_134010658-148.coolpic» v:shapes="_x0000_i1182">.

Отношение <img width=«168» height=«47» src=«ref-2_134010806-452.coolpic» v:shapes="_x0000_i1183">;  Х=0,56 и
Y
=2,15

<img width=«323» height=«24» src=«ref-2_134011258-616.coolpic» v:shapes="_x0000_i1184">

Расчетная долговечность по формуле:

<img width=«260» height=«101» src=«ref-2_134011874-1118.coolpic» v:shapes="_x0000_i1185">

где <img width=«111» height=«23» src=«ref-2_134012992-236.coolpic» v:shapes="_x0000_i1186"> — частота вращения ведущего вала.
5.2.Ведомый вал


Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

<img width=«271» height=«197» src=«ref-2_134013228-1714.coolpic» v:shapes="_x0000_i1187">

<img width=«285» height=«197» src=«ref-2_134014942-1725.coolpic» v:shapes="_x0000_i1188">

Расчетная схема вала и эпюры изгибающих моментов изображены на рис. 5.2

Определяем опорные реакции.

В плоскости YOZ:

<img width=«469» height=«275» src=«ref-2_134016667-3523.coolpic» v:shapes="_x0000_i1189">

Проверка:

<img width=«341» height=«53» src=«ref-2_134020190-874.coolpic» v:shapes="_x0000_i1190">

В плоскости ХOZ:

<img width=«68» height=«53» src=«ref-2_134021064-434.coolpic» v:shapes="_x0000_i1191">

<img width=«563» height=«149» src=«ref-2_134021498-3207.coolpic» v:shapes="_x0000_i1192">

Проверка:

<img width=«455» height=«53» src=«ref-2_134024705-1041.coolpic» v:shapes="_x0000_i1193">

Суммарные реакции в опорах А и В:

<img width=«381» height=«67» src=«ref-2_134025746-1256.coolpic» v:shapes="_x0000_i1194">

Определяем моменты по участкам:

в плоскости YOZ:

сечение 1: при х=0, <img width=«95» height=«25» src=«ref-2_134027002-218.coolpic» v:shapes="_x0000_i1195">;

                  при x
=
l
1
, <img width=«277» height=«25» src=«ref-2_134027220-483.coolpic» v:shapes="_x0000_i1196">;

 сечение 2: при x
=
l
1
, <img width=«396» height=«43» src=«ref-2_134027703-755.coolpic» v:shapes="_x0000_i1197">;

                  при х=l
1
+
l
2
,

<img width=«524» height=«64» src=«ref-2_134028458-1309.coolpic» v:shapes="_x0000_i1198">

сечение 3:;                 <img width=«596» height=«85» src=«ref-2_134029767-1680.coolpic» v:shapes="_x0000_i1199">

в плоскости XOZ:

сечение 1: при х=0, <img width=«95» height=«25» src=«ref-2_134027002-218.coolpic» v:shapes="_x0000_i1200">;

                  при x
=
l
1
, <img width=«300» height=«25» src=«ref-2_134031665-526.coolpic» v:shapes="_x0000_i1201">;

сечение 2:   при х=l
1
+
l
2
,

<img width=«565» height=«25» src=«ref-2_134032191-946.coolpic» v:shapes="_x0000_i1202">

сечение 3:  при x
=
l
1
+
l
2
+
l
3
,

<img width=«529» height=«25» src=«ref-2_134033137-915.coolpic» v:shapes="_x0000_i1203">


<img width=«339» height=«21» src=«ref-2_134034052-521.coolpic» v:shapes="_x0000_i1204">.

Строим эпюры изгибающих моментов.

Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре и определяем их долговечность. Намечаем радиальные шариковые подшипники 211: d=55 мм; D=100мм; В=21мм; С=43,6 кН; Со=25,0 кН.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

<img width=«219» height=«24» src=«ref-2_134034573-465.coolpic» v:shapes="_x0000_i1205"> ,

где RA=4290,4 Н

<img width=«16» height=«19» src=«ref-2_134009650-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1206">=1 (вращается внутреннее кольцо);

<img width=«96» height=«24» src=«ref-2_134009743-211.coolpic» v:shapes="_x0000_i1207">

<img width=«59» height=«24» src=«ref-2_134009954-151.coolpic» v:shapes="_x0000_i1208">  — коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров;

<img width=«48» height=«23» src=«ref-2_134010105-137.coolpic» v:shapes="_x0000_i1209"> — температурный коэффициент.

Отношение <img width=«139» height=«47» src=«ref-2_134035630-413.coolpic» v:shapes="_x0000_i1210">; этой величине соответствует  e=0,20.

Отношение <img width=«167» height=«47» src=«ref-2_134036043-457.coolpic» v:shapes="_x0000_i1211">, тогда Х=1, Y=0. Поэтому

<img width=«343» height=«24» src=«ref-2_134036500-507.coolpic» v:shapes="_x0000_i1212">

Расчетная долговечность, млн. об.

<img width=«255» height=«53» src=«ref-2_134037007-650.coolpic» v:shapes="_x0000_i1213">

Расчетная долговечность, ч.

<img width=«257» height=«47» src=«ref-2_134037657-621.coolpic» v:shapes="_x0000_i1214">

где <img width=«127» height=«23» src=«ref-2_134038278-267.coolpic» v:shapes="_x0000_i1215"> — частота вращения ведомого вала.

    продолжение
--PAGE_BREAK--