Поиск

Полнотекстовый поиск:
Где искать:
везде
только в названии
только в тексте
Выводить:
описание
слова в тексте
только заголовок

Рекомендуем ознакомиться

Промышленность, производство->Реферат
ROSTFREI в переводе с немецкого языка - нержавеющий. (rost – ржавчина» «frei»- свободный). EDELSTAHL благородная сталь. ROSTFREISTA нержавеющая сталь....полностью>>
Промышленность, производство->Дипломная работа
Дипломный проект состоит из 6 взаимосвязанных частей. В первой содержится теоретические аспекты. Во второй части рассматриваем технико-экономическую х...полностью>>
Промышленность, производство->Реферат
Подумать только, давным-давно, много лет назад люди не праздновали день рождении! И не смогли бы отпраздновать, даже если бы захотели. Люди не умели с...полностью>>
Промышленность, производство->Курсовая работа
Спроектировать управляемый выпрямитель (УВ) для электродвигателя постоянного тока тиристорного электропривода. Вычертить принципиальную электрическую ...полностью>>

Главная > Курсовая работа >Промышленность, производство

Сохрани ссылку в одной из сетей:

4.1 Предварительный расчет валов

Определяем ориентировочное значение диаметров валов IIII между опорами из расчета на чистое кручение по пониженным касательным напряжениям []к = 20 МПа [2, с. 161]

При конструировании вала I принимаем во внимание диаметр выходного конца ротора d = 32 мм. Предварительно намечаем соединение ротора с валом I с помощью муфты «Муфта 250-32-2-У3 ГОСТ 21424-93». Эта муфта рассчитана на номинальный крутящий момент 250 Н×м что больше расчетного ТI = 46,5 Н×м. Для удобства монтажа подшипников и деталей передач вал целесообразно делать ступенчатым. При этом диаметр dI посадки подшипника на вал на 2…5 мм больше диаметра dВI выходного конца. Кроме того, на валу I имеется червяк. Как правило, витки червяка выполняются за одно целое с валом, поэтому при определении вала I между опорами следует ориентироваться на диаметральные размеры червяка, рассчитанные в разделе 2. Таким образом, для вала I получим: диаметр между опорами dМI = 42 мм (на 14 мм меньше диаметра впадин витков червяка); диаметр входного конца (посадка полумуфты) dВI = 32 мм; диаметр в месте посадки подшипников dI = 35 мм (на 3 мм больше посадочного диаметра полумуфты).

При конструировании вала II учитываем, что этот вал II является промежуточным, поэтому не имеет выходного конца. Таким образом, для вала II получим: диаметр между опорами dМII = 60 мм; диаметр в месте посадки подшипников dII = 55 мм (на 5 мм меньше диаметра между опорами).

Для вала III принимаем: диаметр между опорами (посадка зубчатого колеса) dМIII = 90 мм; диаметр в месте посадки подшипников dIII = 85 мм; диаметр выходного конца (посадка муфты 4000-80-2-У3 ГОСТ 21424-93) dВIII = 80 мм;.

На этапе эскизной компоновки редуктора (рисунок 2) выявляем расстояние между опорами и положение червячного и зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Рисунок 2 – Эскизная компоновка редуктора

Перед вычерчиванием редуктора выбираем способ смазки. Смазывать червячное и зубчатое зацепления будем окунанием витков червяка и зубьев шестерни в масляную ванну. Подшипники смазываем консистентной смазкой (ЦИАТИМ-221-С1).

4.2 Определение нагрузок, действующих на валы

привод конвейер редуктор вал передача

Вал I (рисунок 3)

Окружное, радиальное и осевое усилия на червяке Ft=1200 Н, Fr=1452 Н, Fа=3990 Н (раздел 2).

Консольная нагрузка от втулочно-пальцевой муфты

FM = сΔr · Δr = 4216 · 0,3 = 1265 Н

где сΔr = 4216 Н/мм [3, с. 238, таблица 10.27] – радиальная жесткость муфты (с применением линейного интерполирования):

Δr = 0,3 мм [3, с. 400, таблица К21] –радиальное смещение валов.

Консольная нагрузка от муфты перпендикулярна оси вала, но ее направление в отношении равнодействующее силы зацепления может быть любой. Рассматриваем самый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом

Вал II (рисунок 4)

Окружное, радиальное и осевое усилия на червячном колесе Ft1=3990 Н, Fr1=1452 Н, Fа1=1200 Н (раздел 2).

Окружное и радиальное усилия на шестерне Ft2 = 9975 Н, Fr2=3631 Н (раздел 3).

Вал III (рисунок 5)

Окружное и радиальное усилия на зубчатом колесе Ft = 9975 Н, Fr = 3631 Н (раздел 3).

Консольное усилие на выходном валу от втулочно-пальцевой муфты

FM = сΔr · Δr = 16238 · 0,4 = 6495 Н

где сΔr = 16238 Н/мм [3, с. 238, таблица 10.27] – радиальная жесткость;

Δr = 0,4 мм [3, с. 400, таблица К21] –радиальное смещение валов.

Рассматриваем самый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом

4.3 Расчет и выбор опор валов, определение ресурса подшипников

Для приводов внутрицеховых транспортирующих машин со спокойной нагрузкой ГОСТ 16162-85 предусматривает долговечность подшипников не менее [Lh] = 5000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

Вал I (рисунок 3)

Исходные данные для расчета:

- суммарные радиальные реакции опор RА = 926 Н, RБ = 535 Н;

- частота вращения вала n = 1460 мин-1 (раздел 1).

- посадочный диаметр подшипников dI = 35 мм.

На вал действует осевая нагрузка на червяке, поэтому предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники с углом α = 26°. По посадочному диаметру подбираем подшипник 46307 ГОСТ 831-75 [3, с. 413, таблица К28]. Характеристики подшипника в таблице 2

Таблица 2 – Характеристики подшипника

Обозначение

Внутренний диаметр, d, мм

Наружный диаметр, D, мм

Динамическая грузоподъемность С, Н

Статическая грузоподъемность С0, Н

46307

35

80

42600

24700

Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников

SА = e · RА = 0,68 · 926 = 630 Н;

SБ = e · RБ = 0,68 · 535 = 364 Н;

SАSБ = 630 – 364 = 266 Н

где е = 0,68 [2, с. 213, таблица 9.18] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.

В нашем случае

SБ < SА ; Fa = 3990 Н > SАSБ = 266 Н

тогда

АБ = SБ = 364 Н ; АА = SБ + Fa = 364 + 3990 = 4354 Н

Рассмотрим подшипник «Б».

Отношение = е – осевую нагрузку не учитываем.

Определяем эквивалентную нагрузку

РВ = V  RБ  Кб  Кт = 1  535  1  1  1 = 535 Н

где V = 1 [2, с. 212] – коэффициент (вращается внутреннее кольцо с валом);

Кб = 1 [2, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент (спокойная нагрузка без толчков);

Кт = 1 [2, с. 214, таблица 9.20] – коэффициент (температура не более 125°С).

Рассмотрим подшипник «А».

Отношение > е = 0,68 – осевую нагрузку учитываем

При α = 26° коэффициенты нагружения X = 0,41, Y = 0,87 [2, с. 213, таблица 9.18].

Определяем эквивалентную нагрузку

РА = (X  V  RА + Y  АА)  Кб  Кт = (0,41  1  926 + 0,87  4354)  1  1 = 4168 Н

Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «А».

Определяем расчетную долговечность, млн. об.

млн. об.

Определяем расчетную долговечность, ч.

ч.

Расчет показывает, что расчетный ресурс Lh = 12180 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

Вал II (рисунок 4 )

Исходные данные для расчета:

- суммарные радиальные реакции опор RВ = 3225 Н, RГ = 6089 Н;

- частота вращения вала n = 73 мин-1 (раздел 1).

- посадочный диаметр вала dII = 55 мм.

На вал действует осевая нагрузка на червячном колесе, поэтому предварительно намечаем конические однорядные роликоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 2007111А ГОСТ 27365-87 [4, с. 242, таблица 138]. Характеристики подшипника в таблице 3

Таблица 3 – Характеристики подшипника

Обозначение

Внутренний диаметр, d, мм

Наружный диаметр, D, мм

Динамическая грузоподъемность С, Н

Статическая грузоподъемность С0, Н

2007111А

55

90

76500

64000

Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных роликоподшипников

SВ = 0,83e · RВ = 0,83 · 0,33 · 3225 = 883 Н;

SГ = 0,83e · RГ = 0,83 · 0,33 · 6089 = 1668 Н;

SГSВ = 1668 – 883 = 785 Н



Загрузить файл

Похожие страницы:

  1. Проектирование червячно-цилиндрического двухступенчатого редуктора

    Курсовая работа >> Промышленность, производство
    Исходные данные Редуктор Червячно-цилиндрический Зубы 1 ступень – 2 ... Выбор электродвигателя Основные параметры электродвигателя: синхронная частота вращения вала электродвигателя – ... ; – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость; – ...
  2. Расчет одноступенчатого редуктора, содержащего червячную цилиндрическую передачу

    Курсовая работа >> Промышленность, производство
    Реферат Проведен расчет одноступенчатого редуктора, содержащего червячную цилиндрическую передачу, расчет ценой передачи, спроектирован привод ... приведена на рисунке 1.1. - рама; -электродвигатель - муфта упругая; 4- редуктор; 5 - цепная передача Рисунок 1.1 ...
  3. Совершенствование технологического процесса изготовления червячного колеса редуктора привода кабины лифта, за счет ...

    Дипломная работа >> Промышленность, производство
    ... электродвигателя (1,1 кВт) передается редуктору через муфту и тормозное устройство. В редукторе колесо червячное ... отличие от червячной пе­редачи сообщается цилиндрическому колесу дополнительно. ... производственном помещении; Расчет потребного воздухообмена; ...
  4. Проектирование червячного одноступенчатого редуктора с нижним расположением червяка по заданным параметрам

    Курсовая работа >> Промышленность, производство
    ... червячной передачи и смазка червячного редуктора. По заданной схеме привода и параметрам подобран электродвигатель, проведен кинематический расчет ... червячных передач [3] Червячные передачи делят: - по форме начального тела червяка - цилиндрические ...
  5. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора (2)

    Курсовая работа >> Промышленность, производство
    ... Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора «К защите допускаю» ... корпусе редуктора разме­щены зубчатые или червячные ... () выбираем электродвигатель: серия 4А ... РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА 7.1 Расчет толщины стенок редуктора Толщину стенок редуктора ...

Хочу больше похожих работ...

Generated in 0.0015919208526611