125888 (690741)

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла

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 F_t, кН: 4,5.

Скорость тяговой цепи V, м/с: 0,4.

Число зубьев звездочки z: 7.

F_t=F₁-F₂; F₂=0,25F₁.

Принял

Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Выбор двигателя [1].

Общий КПД привода: η = η_ред · η_м · η_п

η_ред - КПД редуктора.

η_ред = η_цп² · η_кп · η_п³

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

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

η_п = 0,99 - КПД пары подшипников качения.

η_ред = 0,96² · 0,96 · 0,99³ = 0,86

η_м = 0,98 - КПД муфты.

η = 0,86 · 0,98 · 0,99 = 0,83

Требуемая мощность двигателя:

Р_тр = Р_вых/ η = 1,8/0,83 = 2,2 кВт.

Р_вых - мощность на тяговой звездочке.

Р_вых = F_t · V = 4,5 · 10³ · 0,4 = 1,8 кВт.

К_э = 1 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи.

Частота вращения тяговой звездочки [3].

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

n_вых - 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.

F_t = F₁ - F₂ = 4,5 кН., F₂ = 0,25F₁

Отсюда: F₁ = 6 кН, F₂ = 1,5 кН.

Выбираем электродвигатель с запасом мощности: АИР100S4

P_дв = 3 кВт; n_дв = 1440 об/мин.

Передаточное число редуктора [4].

U_ред = U₁ · U₂ · U₃ = n_дв / n_вых = 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 = n_дв = 1440 об/мин;

n₂ = n_1/U₁ = 1440/4 = 360 об/мин;

n₃ = n_2/U₂ = 360/3,5 = 102,8 об/мин;

n₄ = n_вых = 27 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω₁ = πn_1/30 = 3,14 · 1440/30 = 150,7 рад/с;

ω₂ = πn_2/30 = 3,14 · 360/30 = 37,7 рад/с;

ω₃ = πn_3/30 = 3,14 · 102,8/30 = 10,8 рад/с;

ω₄ = ω_вых = πn_4/30 = 3,14 · 27/30 = 2,8 рад/с.

Мощности на валах:

Р₁ = Р_дв = 3 кВт; Р₂ = Р₁ · η_цп · η_п = 3 · 0,96 · 0,99 = 2,85 кВт;

Р₃ = Р₂ · η_кп · η_п = 2,85 · 0,96 · 0,99 = 2,7 кВт;

Р₄ = Р₃ · η_цп · η_п = 2,7 · 0,96 · 0,99 = 2,6 кВт;

Р_вых = Р₄ · η_м · η_п = 2,6 · 0,98 · 0,99 = 2,5 кВт;

Вращающие моменты на валах:

М₁ = Р_1/ω ₁ = 3/150,7 = 0,02 кН·м = 20 Н·м;

М₂ = Р_2/ω ₂ = 2,85/37,7 = 0,076 кН·м = 76 Н·м;

М₃ = Р_3/ω ₃ = 2,7/10,8 = 0,25 кН·м = 250 Н·м;

М₄ = Р_4/ω ₄ = 2,6/2,8 = 0,93 кН·м = 930 Н·м;

М_вых = Р_вых / 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 НВ_СР2; σ_в = 780 МПа; σ_-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.

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

285,5 НВ_СР1; σ_в = 890 МПа; σ_-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл.3.2 [4].

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

N_K6 = 573 · ω ₄ · L_h = 573 · 2,8 · 7000 = 17,2 · 10⁶ циклов;

N_K5 = N_K6 · U₃ = 17,2 · 10⁶ · 3,8 = 65,4 · 10⁶ циклов.

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

При N_K > N_HO, коэффициент долговечности К_НL = 1.

N_FO = 4 · 10^{6 -} число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр.56 [4].

При N_K > N_FO, коэффициент долговечности К_FL = 1.

[σ] _H5 = 1,8HB_CP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ] _H6 = 1,8HB_CP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ] _F5 = 1,03HB_CP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ] _F6 = 1,03HB_CP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

Расчет третьей ступени редуктора.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

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

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

К_Нβ = 1 - при постоянной нагрузке.

Принимаем α₃ = 200 мм.

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

z₅ = 2α_3/m (U₃ + 1) = 2 · 200/3 · (3,8 + 1) = 28

z₆ = z₅U₃ = 28 · 3,8 = 106

d₅ = m z₅ = 3 · 28 = 84 мм

d_a5 = d₅ + 2m = 84 + 2 · 3 = 90 мм

d_t5 = d₅ - 2,5m = 84 - 2,5 · 3 = 76,5 мм

d₆ = m z₆ = 3 · 106 = 318 мм

d_a6 = d₆ + 2m = 318 + 2 · 3 = 324 мм

d_t6 = d₆ - 2,5m = 318 - 2,5 · 3 = 310,5 мм

b₆ = ψ_ва · 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: у_F5 = 3,9, у_F6 = 3,6, стр.42 [1].

[σ_F5] / у_F5 = 294/3,9 = 75,4 МПа; [σ_F6] / у_F6 = 256/3,6 = 71 МПа

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

Коэффициент нагрузки:

К_F = К_Fβ · K_FV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t5 = F_t6 = 2М_3/d₅ = 2 · 250/0,084 = 5952 H

радиальное: F_r5 = F_r6 = F_t5 · tgα = 5952 · tg 20° = 2166 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F6 = F_t6 · К_F · у_F6/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:

σ_Н6 = = = 474 МПа

К_Н = К_Нα· К_Нβ · К_НV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нα = 1 стр.32 [1] ; К_Нβ = 1 табл.3.1 [1] ; К_НV = 1,05 стр.32 [1].

σ_Н6 < [σ] _Н6

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

d_e4 ≥ 165

Для прямозубых колес:

v_H = k_HΒ =1

d_e4 ≥ 165 = 245,94 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем d_e4= 250 мм.

Углы делительных конусов.

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

Внешнее конусное расстояние:

R_e = d_e4/2sin (δ₄) = 250/2sin 74,05 = 130,2 мм

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:

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

Внешний окружной модуль:

m_e =

v_F = 0,85 - для прямозубых колес,

K_Fβ = 1 для прямозубых колес.

m_e = = 1,73 мм

Число зубьев колеса и шестерни:

z₄ = d_e4/m_e = 250/1,73 = 144,5, принимаем z₄ = 144.

z₃ = z_4/U₂ = 144/3,5 = 41.

Внешние диаметры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

d_e3 = m_e z₃ = 1,73 · 41 = 70,93 мм;

d_e4 = m_e z₄ = 1,73 · 144 = 249,12 мм.

Диаметры вершин:

d_ae3 = d_e3 + 2 (1 + X_e3) m_e cosδ₃

d_ae4 = d_e4 + 2 (1 - X_e3) m_e cosδ₄

X_e3 = 0,33 - коэффициент смещения [1].

d_ae3 = 70,93 + 2 · 1,33 · 1,73 · cos15,95º = 75,35 мм

d_ae4 = 249,12 + 2 · 0,67 · 1,73 · cos74,05º = 249,76 мм

Средние делительные диаметры:

d₃ = 0,857d_e3 = 0,857 · 70,93 = 60,8 мм

d₄ = 0,857d_e4 = 0,857 · 249,12 = 213,5 мм

Проверочный расчет.

Проверка контактных напряжений.

σ_Н = 470 ≤ [σ] _H,

где F_t4 = = = 2342 H - окружная сила в зацеплении.

V_H = K_Hβ = K_Hα = 1

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

V₂ = ω₃d_4/2 · 10³ = 10,8 · 213,5/2 · 10³ = 1,15 м/с

K_Hv = 1,04

σ_Н = 470 = 460 МПа < [σ] _Н = 514 МПа

Проверка напряжения изгиба.

σ_F4 = Y_F4 Y_β K_Fα K_Fβ K_Fv ≤ [σ] _F

Y_β = K_Fα = K_Fβ =1, v_F = 0,85, K_Fv = 1,01, Y_F4 = 3,63 [4].

z_v4 = z_4/cos δ₄ = 144/cos 74,05º = 523,6

σ_F4 = 3,63 · · 1,01 = 157 МПа ≤ [σ] _F = 256 МПа

Силы в зацеплении:

F_r3 = F_a4 = F_t4 · tgα · cos δ₃ = 2342 · tg 20º · cos 15,95º = 820 H

F_a3 = F_r4 = F_t4 · 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 = К_α (U₁ + 1) = 495 · (4 + 1) = 97,6 мм.

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

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

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

z₁ = 2α_1/m (U₁ + 1) = 2 · 100/1,5 · (4 + 1) = 27

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

d_a1 = d₁ + 2m = 40,5 + 2 · 1,5 = 43,5 мм

d_t1 = d₁ - 2,5m = 40,5 - 2,5 · 1,5 = 36,75 мм

d₂ = m z₂ = 1,5 · 108 = 162 мм

d_a2 = d₂ + 2m = 162 + 2 · 1,5 = 165 мм

d_t2 = d₂ - 2,5m = 162 - 2,5 · 1,5 = 158,25 мм

b₂ = ψ_ва · α₁ = 0,315 · 100 = 32 мм

b₁ = b₂ + 5 = 32 + 5 = 37 мм

Коэффициент формы зуба: у_F1 = 4,07, у_F2 = 3,6, стр.42 [1]. Усилия в зацеплении:

окружное: F_t1 = F_t2 = 2М_1/d₁ = 2 · 20/0,0405 = 988 H

радиальное: F_r1 = F_r2 = F_t1 · tgα = 988 · tg 20° = 360 H

[σ_F1] / у_F1 = 294/4,07 = 72 МПа; [σ_F2] / у_F2 = 256/3,6 = 71 МПа

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

Коэффициент нагрузки: К_F = К_Fβ · K_FV = 1,04 · 1,25 = 1,3

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

σ_F2 = F_t2 · К_F · у_F2/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:

σ_Fmax = σ_F · М_max / М_ном = 96 · 2,2 = 211 < [σ_Fmax] = 681 МПа

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

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н2 = = = 433 МПа < [σ] _Н2=514 МПа

К_Н = К_Нα· К_Нβ · К_НV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нα = 1 стр.32 [1] ; К_Нβ = 1 табл.3.1 [1] ; К_НV = 1,05 стр.32 [1].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σ_max = σ_Н · = 433 · = 642 МПа < [σ_Нпр] = 1674 МПа

[σ_Нпр] = 3,1 · σ_Т = 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: F_M = 250 = 250 = 7624 H

F_t6 = 5952 H, F_r6 = 2166 H, a = 212 мм, b = 71,5 мм, с = 100 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Ax (a + b) - F_t6b = 0; R_Ax = F_t6b / (a + b) = 5952 · 0,0715/0,2835 = 1501 H

R_Bx = F_t6 - R_Ax = 5952 - 1501 = 4451 H

M_x = R_Bxb = 4451 · 0,0715 = 318 H · м

R_Ay = F_r6b / (a + b) = 2166 · 0,0715/0,2835 = 546 H

R_By = F_r6 - R_Ay = 2166 - 546 = 1620 H

M_y = R_Byb = 1620 · 0,0715 = 116 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_M (a + b + c) - R_AFм (a + b) = 0;

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

R_BFм = R_AFм - F_M = 10313 - 7624 = 2689 H

R_A = = = 1597 H

R_B = = = 4736 H

Для расчета подшипников:

R_A' = R_A + R_AFм = 1597 + 10313 = 11910 H

R_B' = R_B + R_BFм = 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, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, табл.10.2 [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_AFм / 0,1d₄³ = 762,4 · 10^3/0,1 · 60³ = 35,3 МПа

τ_а = τ_к /2 = М_4/2 · 0,2d₄³ = 930 · 10^3/0,4 · 60³ = 10,8 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 табл.10.13 [2] ; К_τ / К_dτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

K_Fσ = K_Fτ = 1 табл.10.8 [2] ; K_V = 1 табл.10.9 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1/К_Fσ - 1) · 1/K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1/К_Fτ - 1) · 1/K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1/K_σД = 360/3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _{- 1/}K_τД = 200/2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7/35,3 = 2,7; S_τ = τ _{- 1Д} / τ _а = 91/10,8 = 8,4

S = S_σ S_τ / = 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

Q_A = R_A' K_δ K_T = 11910 · 1,3 · 1 = 15483 H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃ (C / Q_A) ^m (10^6/60n₄) = 0,8 · (52/15,483) ³ · (10^6/60 · 27) = 1,9 · 10⁴ ч

1,9 · 10⁴ ч < [t] = 2,5 · 10⁴ ч

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

d×D×B = 60×130×31, тогда:

L_h = 0,7 · (151/15,183) ^3,3 · (10^6/60 · 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.

F_t5 = 5952 H, F_r5 = 2166 H, d = 71,5 мм, e = 133 мм, f = 78,5 мм.

F_t4 = 2342 H, F_r4 = 234 H, F_a4 = 820 H.

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_DX = (F_t5d + F_r4 (d+e) + F_a4d₄/2) / (d+e+f) = (5952·71,5 + 234·204,5 + 820·106,75) /283 = 1982 Н;

R_CX = (F_r4f + F_t5 (f+e) - F_a4d₄/2) / (d+e+f) = (234·78,5 + 5952·211,55 - 820·106,75) /283 = 4204 Н;

Проверка: R_DX + R_CX - F_t5 - F_r4 = 1982 + 4204 - 5952 - 234 = 0.

в плоскости yz:

R_DY = (F_r5d + F_t4 (d+e)) / (d+e+f) = (2166·71,5 + 2342·204,5) /283 = 2238 Н;

R_CY = (F_t4f + F_r5 (f+e)) / (d+e+f) = (2342·78,5 + 2166·211,5) /283 = 2270 Н;

Проверка: R_DY + R_CY - F_r5 - F_t4 = 2238 + 2270 - 2166 - 2342 = 0.

Суммарные реакции:

R_D = = = 2989 H;

R_C = = = 4778 H;

Опасное сечение - место под колесо цилиндрической передачи.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, табл.10.2 [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = R_DX (e+f) - F_r4e - F_a4d₄/2 = 1982 · 0,2115 - 234 · 0,133 - 820 · 0,107= 300,7 Н·м;

М_х = R_DY (e+f) - F_t4e = 2238 · 0,2115 - 2342 · 0,133 = 162 Н·м;

М_сеч = = = 341,6 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_сеч / 0,1d³ = 341,6 · 10^3/0,1 · 76,5³ = 37,5 МПа

τ_а = τ_к /2 = М_3/2 · 0,2d³ = 250 · 10^3/0,4 · 76,5³ = 6,9 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 табл.10.13 [2] ; К_τ / К_dτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

K_Fσ = K_Fτ = 1 табл.10.8 [2] ; K_V = 1 табл.10.9 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1/К_Fσ - 1) · 1/K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1/К_Fτ - 1) · 1/K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1/K_σД = 360/3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _{- 1/}K_τД = 200/2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7/37,5 = 2,6; S_τ = τ _{- 1Д} / τ _а = 91/6,9 = 13,2

S = S_σ S_τ / = 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:

Q_э = (XVR_C + YF_a4) K_бK_T,

в которой радиальная нагрузка R_C = 4778 H; осевая нагрузка F_a4 = 820 H; V = 1 -

вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности K_б = 1,3; К_Т = 1.

Отношение F_a4/С_о = 820/40000 = 0,021; этой величине соответствует е = 0,37.

Отношение F_a4/R_C = 820/4778 = 0,17 < е; Х = 0,4; Y = 1,6.

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

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃ (C / Q_э) ^m (10^6/60n₃) = 0,8 · (58,3/4,077) ³ · (10^6/60 · 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.

F_t2 = 988 H, F_r2 = 360 H, k = 46,5 мм, l = 46,5 мм, m = 48,5 мм.

F_t3 = 2342 H, F_r3 = 820 H, F_a3 = 234 H.

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_GX = (-F_t2k + F_r3 (k+l+m) - F_a3d₃/2) / (k+l) = (-988·46,5 + 820·141,5 - 234·30,4) /93= 677 Н

R_FX = (-F_t2l - F_r3m + F_a3d₃/2) / (k+l) = (-988·46,5 - 820·48,5 + 234·30,4) /93= - 845 Н. Проверка: R_FX + R_GX + F_t2 - F_r3 = - 845 + 677 + 988 - 820 = 0.

Характеристики

Тип файла документ

Документы такого типа открываются такими программами, как Microsoft Office Word на компьютерах Windows, Apple Pages на компьютерах Mac, Open Office - бесплатная альтернатива на различных платформах, в том числе Linux. Наиболее простым и современным решением будут Google документы, так как открываются онлайн без скачивания прямо в браузере на любой платформе. Существуют российские качественные аналоги, например от Яндекса.

Будьте внимательны на мобильных устройствах, так как там используются упрощённый функционал даже в официальном приложении от Microsoft, поэтому для просмотра скачивайте PDF-версию. А если нужно редактировать файл, то используйте оригинальный файл.

Файлы такого типа обычно разбиты на страницы, а текст может быть форматированным (жирный, курсив, выбор шрифта, таблицы и т.п.), а также в него можно добавлять изображения. Формат идеально подходит для рефератов, докладов и РПЗ курсовых проектов, которые необходимо распечатать. Кстати перед печатью также сохраняйте файл в PDF, так как принтер может начудить со шрифтами.

Список файлов курсовой работы