Расчет и проектирование привода (редуктор) с клиноремённой передачей

Содержание

1. Задание по курсовому проектированию...........................................3

2. Введение........................................................................
......................4

3. Расчет ременной передачи.................................................................6

4. Расчет редуктора.......................................................................
..........8

5. Расчет валов

а) Быстроходный вал.........................................................................12

б) Тихоходный вал.............................................................................
18

6. Выбор подшипников.....................................................................
.....23

7. Выбор шпонок..........................................................................
..........26

1.Задание по курсовому проектированию.

Разработать редуктор для передачи крутящего момента от электродвигателя к рабочей машине через муфту и клиноременную передачу.

Тип электродвигателя RA160L4;

Мощность двигателя Р_дв = 15кВт;

Число оборотов в минуту n_дв = 1460 об/мин;

Тип ременной передачи – клиноременная,

Редуктор – цилиндрический косозубый;

Передаточное число ременной передачи U_рем = 2,8;

Передаточное число редуктора U_ред = 5,6;

КПД редуктора  η_ред = 0,97;

КПД муфты  η_муф = 0,97;

КПД ременной передачи  η_{рем.пер}. = 0,94;

Время работы привода L = 15000 часов.

Режим работы – двухсменный.

Схема привода.

Электродвигатель асинхронный — клиноременная передача — редуктор.

Рабочая машина;

Клиноременная передача;

Редуктор;

Муфта;

Электродвигатель.

2. Введение.

Редуктором называют зубчатый, червячный или зубчато-червячный  передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости, а, следовательно, повышения вращающего момента. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называются мультипликаторами.  В редукторах обычно применяют зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением, иногда используют зацепление М.Л.Новикова.

Редуктор проектируется для привода данной машины или по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редуктора классифицируют:

-   По виду передач – на цилиндрические с параллельными осями валов; конические с перекрещивающимися осями валов; червячные с перекрещивающимися осями валов; комбинированные конически-цилиндрические; зубчато-червячные и другие.

-   По числу пар – одноступенчатые цилиндрические с прямозубыми колесами с

u £ 7 , с косозубыми или шевронными колесами при u£10 и Р£50 кВт; одноступенчатые конические с прямыми, косыми и криволинейными зубьями при u £ 5 и Р £ 100кВт; одноступенчатые червячные при u = 8...80 и Р £ 50кВт; многоступенчатые.

Зубчатая передача, оси валов которой пересекаются, называется конической. Конические зубчатые колеса изготавливают с прямыми,  косыми и криволинейными зубьями и применяют там, где возникает необходимость передачи момента с одного вала к другому с пересекающимися осями. Конические зубчатые редуктора проектируют сравнительно небольших мощностей, так как консольное расположение шестерни на валу при значительных силах в зацеплении приводит к большим деформациям, нарушающим точность зацепления и нормальную работу передачи. Иногда применяют конические передачи, в которых шестерня расположена между опорами, а не консольно. Такая конструкция сложнее и дороже.

3.Рассчет ременной передачи.

Рассчитываем момент на ведущем валу

Т_вед = Т_эд = Р_эд∙10³ ∙30/π n_дв

Т_вед = 15∙10³∙30/π∙1460 =100 Н∙м

Выберем диаметр ведущего шкива.

Пусть D₁ = 140 мм.

Рассчитаем скорость ремня:

υ = π D₁ n_дв /60∙10³

υ = π∙140∙1460/(60∙10³) = 11 м/с

По мощности двигателя

Р_дв = 15кВт и n_дв = 1460 об/мин

Выбираем стандартный тип ремня:

тип Б;

Рассчитываем диаметр ведомого шкива:

D₂ = D₁∙ U_рем (1-ξ)

D₂ = 140∙2,8 (1-0,01) = 388 мм

Выбираем ближайшее значение из нормального ряда чисел:

D₂ = 400 мм

Рассчитываем фактическое передаточное число ременной передачи:

U_факт = D₂ / D₁(1-ξ)

U_факт = 400/140(1-0,01) = 2,89

Рассчитываем межосевое расстояние:

Примем его равным D₁+D₂ = 140+400 = 540 мм.

Длина ремня:

L_р = 2 а + π (D₁+D₂ )/2 + (D₂- D₁)²/4 а

L_р = 2∙540 + π/2∙(140+400) + 260²/4∙(140+400) = 1959,53 мм

Выбираем ближайшее из нормального ряда чисел:

L_р = 2000 мм

Тогда уточняем межосевое расстояние по стандартной длине:

а = (2L - π (D₁+D₂ ) + [(2L - π (D₁+D₂ ))² – 8(D₂- D₁)²]^1/2)/8

а = (2∙ 2000 – 3,14(140+400) + [(2∙2000 – 3,14 (140+400))² – 8(140+400)²]^1/2)/8 = 540,24 мм=

= 540 мм

Определяем угол обхвата ремня:

α = 180 – (D₁-D₂) ∙ 57°/a

α = 180 – 260∙ 57°/540 = 152,56° ≈ 150°. Значит, коэффициент угла обхвата, соответствующий углу обхвата равному  150° Сα = 0,92

Коэффициент, учитывающий длину ремня:

L_р/ L₀ = 2000/2240 = 0,89 è C_L = 0,98

Коэффициент режима работы при двусменном режиме работы:

С_реж = 1,38

Мощность, передаваемая при стандартных условиях ремнем Б, длиной

L₀ = 2240 мм  P₀ = 2,90 кВт.

Допустимая нагрузка на ремень:

Р_допуст = Р₀ Сα С_L/ С_реж

Р_допуст = 2,90∙ 0,92∙0,98/1,38 = 1,9 кВт

Определение числа ремней:

Z = Р_дв/Р_допуск С_z,

где С_z = 0,9

Z = 15/1,9 ∙0,9 = 8,7.

Берем Z = 9

Усилие, действующее со стороны ременной передачи

F_P = 1,7 ∙ Р_дв∙10³∙С_реж∙sin(α_рем/2)/ υ_ремня ∙ С_α∙С_z = 3635 Н,

где

Р_дв = 15 кВт

С_реж = 1,38

α_рем = 152,56˚

υ_ремня = 11 м/с

С_α = 0,95

С_z = 0,9

Проверочный расчет:

4. Расчет редуктора.

Сталь 40Х. Термообработка. Улучшенная.
Шестерня	НВ1 = 270 НВ	σв = 900н/мм2,	σг =750 н/мм2
Колесо	НВ2 = 240 НВ	σв = 780н/мм2,	σг =540 н/мм2

Выбираем сталь:

   

Определяем число оборотов валов:

Ведущий вал:

n₁ = n_дв/U_рем

n₁ = 1460/2,8 = 505 об/мин

Ведомый вал:

n₂ = n₁/U_ред

n₂ = 505/5,6 = 90 об/мин

Определяем базовое число циклов:

N_НО1 = 30∙ НВ₁^2,4

N_НО2 = 30∙ НВ₂^2,4

N_НО1 = 30∙ 270^2,4 = 20∙10⁶ циклов

N_НО2 = 30∙240^2,4 = 15∙10⁶ циклов

Предельное напряжение при базовом числе циклов:

σ_нlimb1 = 2∙НВ₁ + 70

σ_нlimb2 = 2∙НВ₂ + 70

σ_нlimb1 = 2∙270 + 70 = 610 н/мм²

σ_нlimb2 = 2∙240 + 70 = 550 н/мм²

Число циклов нагружения:

N_НЕ1 = 60∙ n₁∙L₁

N_НЕ2 = _НЕ1/ U_ред

N_НЕ1 = 60∙ n₁∙L₁ = 60∙505∙15000 = 60,6∙10⁶ циклов

N_НЕ2 = N_НЕ1/ U_ред = 60,6/5,6 = 10,8∙10⁶ циклов

Коэффициент долговечности:

К_HL = 1, т.к. N_НЕ > N_НО

Предельное напряжение:

σ_нlim1 = σ_нlimb1∙ К_HL

σ_нlim2 = σ_нlimb2∙ К_HL  ∙

σ_нlim1 = 610∙1 = 610 н/мм²

σ_нlim2 = 550∙1 = 550 н/мм²

Допускаемое напряжение:

σ_НР1 = 0,9 ∙ σ_нlim1/ Sн

σ_НР2 = 0,9 ∙ σ_нlim2/ Sн

σ_НР = 0,45 (σ_НР1 + σ_НР2)

σ_НРmin = σ_НР2

σ_НР1 = 0,9∙610/1,1 = 499,1 ≈ 500 Н∙м

σ_НР2 = 0,9∙550/1,1 = 450 Н∙м

σ_НР = 0,45 (500 + 450) = 225,45 Н∙м

σ_НРmin = σ_НР2 = 450 Н∙м

Рассчитываем межцентровое расстояние зубчатой передачи:

а_w = Ка (U_ред + 1) [Т₁ К_нβ/ψ_ваU_ред σ_НР²]^1/3

Ка = 430 – коэффициент межцентрового расстояния

Т₁ = 270 Н∙м

ψ_ва = ψ_вd ∙2/(U_ред + 1) – коэффициент отношения ширины зуба к межцентровому расстоянию.

ψ_вd = 1 К_нβ = 1,05 – коэффициент отношения ширины зуба к диаметру.

Тогда, следовательно,

ψ_ва = 0,303

а_w = 430 (5,6 + 1) [270∙ 1,05/(0,303∙5,6∙450²)]^1/3 = 266,18 мм

Выбираем из нормального ряда чисел по ГОСТ 2144 – 76:

а_w = 315 мм

а_w = (Z₁+Z₂)m_n/2 cosβ

Примем β = 10°

Определяем модуль зацепления

m_n= 2 а_w cosβ/Z₁ (1+U_ред)

Определяем числа и угол наклона зубьев, предварительно задав угол наклона

Примем β = 10°

Возьмем Z₁ = 20 зубьев.

Тогда

m_n= 2∙315 cos10/(20∙ (1+5,6)) = 4,7 мм

Выбираем из нормального ряда чисел для модуля зацепления, беря меньший по значению:

m_n= 4,5 мм                                                  

Найдем суммарное число зубьев

(Z₁+Z₂) = 2 а_w cosβ/ m_n

(Z₁+Z₂) = 2 315 cos10/ 4,5 = 138 зубьев   

Тогда:

Z₁ = (Z₁+Z₂)/ (1+U_ред)

Z₂ = (Z₁+Z₂) - Z₁

Z₁ = 138/ (1+5,6) = 21                         

Z₂ = 138 – 21 = 117 зубьев.

Найдем фактическое передаточное число редуктора:

U_{ред. факт} = Z₂/ Z₁ = 117/21 = 5,57

U_{ред. факт} = 117/21 = 5,57                  

Найдем косинус угла наклона зубьев:

Cosβ = (Z₁+Z₂)m_n / 2 а_w

Cosβ = 138∙4,5 / 2∙315= 0,9857             

Считаем:

d₁ = m_n Z₁/ cosβ                                     

d₂ = m_n Z₂/ cosβ

d₁ = 4,5∙21/ 0,9857 = 95,87 мм             

d₂ = 4,5∙117/ 0,9857 = 534,13 мм

Проверка:

d₁ + d₂ = 95,87+534,13 = 630 мм = 2 а_w . Верно.

Тогда ширина колес:

b₂ = ψ_ва а_w

b₁ = b₂ + (2..4) m_n

b₂ = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм

b₁ = 95 + 2 ∙ 4,5 = 104 мм

Проверка:

b₂ ∙ sinβ≥4m_n

95 ∙ sinβ≥4∙4,5

16,800≥18

Неверно. Следовательно, нужно изменить m_n или угол β.

Возьмем m_n=4,0 мм

Найдем суммарное число зубьев:

(Z₁+Z₂) = 2 а_w cosβ/ m_n

(Z₁+Z₂) = 2 315 cos10/ 4,0 = 155 зубьев   

Тогда:

Z₁ = (Z₁+Z₂)/ (1+U_ред)

Z₂ = (Z₁+Z₂) - Z₁

Z₁ = 155/ (1+5,6) = 23 зуба

Z₂ = 155-23 = 132 зуба

Найдем фактическое передаточное число редуктора:

U_{ред. факт} = Z₂/ Z₁

U_{ред. факт} =132/23 = 5,74

Найдем косинус угла наклона зубьев:

Cosβ = (Z₁+Z₂)m_n / 2 а_w

Cosβ = 155∙4,0/ 2∙315= 0,9841;

Тогда:

β = 10,23˚

Считаем:

d₁ = m_n Z₁/ cosβ

d₂ = m_n Z₂/ cosβ

d₁ = 4,0∙23/ 0,9841=  93,48 мм

d₂ = 4,0∙132/0,9841=  536,52 мм

Проверка: d₁ + d₂ = 93,48+536,52 = 630 мм = 2 а_w . Верно.

Тогда ширина колес:

b₂ = ψ_ва а_w

b₁ = b₂ + (2..4) m_n

b₂ = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм

b₁ = 95 + 2∙4,0 = 103 мм ≈ 100 мм

Проверка:

b₂ ∙ sinβ≥4m_n

95∙sinβ≥4∙4

16,873≥16 Верно.

Определяем диаметры вершин зубьев d_a и впадин d_f зубчатых колес:

d_a = d + 2∙ m_n

d_f = d – 2,5∙ m_n

d_a1 =93 + 2∙ 4 = 101 мм

d_a2 = 537 + 2∙ 4 = 545 мм

d_f1 = 93 – 2,5∙ 4 = 83 мм

d_f2 = 537 – 2,5∙ 4 = 527 мм

5. Расчет валов:

5.1 Быстроходный вал.

Так как d_f1 = 83 мм –  принимаем вал-шестерню.

Момент на ведущем валу:

Т₁ = Т_дв∙ U_факт∙ η_{рем.пер}

Т₁ = 100∙2,89∙0,94 = 271,66 Н м ≈ 270 Н∙м

Проведем подборку диаметров составляющих вала:

d = (T₁∙10³/0,2[τ])^1/3

d = (270∙10³/0,2∙10)^1/3 = 51,3 мм.

Выбираем из стандартного ряда чисел:

d = 50 мм

d₁ = d₁+ (4..5) мм = 55 мм

d_п ≥ d₂+ (4..5) мм = 60 мм

d₂ = d_п+ 5 мм = 65 мм

d₄ = d₃+ (6..10) мм = 75 мм

Проведем подборку длин составляющих вала:

L₀ = (1,6..2) d = 100 мм

L₁ = 20..25 мм = 25 мм

L_п ≈ 0,5 d_п = 30 мм

L₂ = 10..12 мм = 12 мм

L₃ = b₂ = 95 мм

L₄ = L₂ = 12 мм

L₅ = L₁ = 25 мм

Тогда:

L = 149 мм

а = 90 мм

Расчет зубчатой пары: (Расчет вала на прочность)

Окружная сила

F_t = 2T₁∙10³/d₁

F_t = 2∙270∙10³/55 = 9818 Н

Осевое усилие

F_a = F_t ∙ tg β

F_a = 9818 ∙ tg 10,23 = 1771 Н

Радиальная нагрузка

F_r = F_t ∙ tg α / cosβ

F_r = 1771∙tg20/cos10,23 = 655 Н

Рассчитываем число оборотов первого (быстроходного) вала редуктора:

n_{вед (быстроходный вал редуктора)} = n_дв/ U_факт

n_{вед (быстроходный вал редуктора)} = 1460/2,89 = 505 об/мин

Построение эпюр:

            

                            

                   

           l

             

                                              

R^b_A = 0,5∙ F_r + F_a∙d₁/2L

R^b_B = 0,5∙ F_r - F_a∙d₁/2L

R^b_A = 0,5∙655 + 1771∙50/2∙149 = 333,44 Н

R^b_B = 0,5∙655 – 1771∙50/2∙149 = 321,56 Н

Проверка: R^b_A + R^b_B - F_r = 0

         333,44+321,56 – 655 = 0                   Верно.

М₁ = R^b_A∙ L/2

М = R^b_B ∙ L/2

М₁ = 333,44∙149/2∙1000 = 24,84 Н∙м

М = 321,56∙149/2∙1000 = 23,96 Н∙м

М₁ = 333,44∙149/2∙1000 = 24,84 Н∙м

М = 321,56∙149/2∙1000 = 23,96 Н∙м

                                  

                       

                          

R^Г_А = R^Г_В = 0,5∙F_t

М₂ = F_t∙ L/4

R^Г_А = R^Г_В = 0,5∙ 9818 = 4909 H

М₂ = 9818∙149/4∙1000 = 365,72 Н∙м

Проверка: R^Г_А + R^Г_В - F_t = 0

            4909 + 4909 – 9818 = 0                  Верно.

                           

          а    

R_AP = F_P∙ (L + a)/L

R_BP = F_P∙ a/L

M_P = F_P∙ a

R_AP = 3635∙ (149 + 90)/149 = 5831 H

R_BP = 3635∙ 90/149 = 2196 H

M_P = 3635∙90/1000 = 327,15 Н∙м

Рассчитаем общий момент:

M_ОБЩ = [(M₁)² + (M₂)²]^1/2

M_ОБЩ = [(24,84)² + (365,72)²]^1/2 = 366,56 Н∙м

Проверочный расчет  ведущего вала.

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ₁ = 270 НВ σ_в = 900н/мм², σ_г =750 н/мм²

Колесо      НВ₂ = 240 НВ σ_в = 780н/мм², σ_г =540 н/мм²

 

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

n_σ = σ_-1/(K_σp∙ σ_a + ψ_σ∙ σ_m),

где  σ_-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ_-1­ = 410 МПа

σ_a – амплитуда номинальных напряжений изгиба, σ_a ≈ М_ОБЩ/0,1d_п³ = 64,1 МПа

σ_m – среднее значение номинального напряжения,  σ_m = 0.

K_σp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,5

Тогда:

n_σ = 410/(3,5∙ 64,1) = 1,83

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

n_τ = τ_-1/(K_τp∙ τ_a + ψ_τ∙ τ_m),

где  τ _-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ _-1­ = 240 МПа

τ_a – амплитуда номинальных напряжений кручения,

τ_m – среднее значение номинальных напряжений, τ_a = τ_m = 1/2∙τ = 10,1

K_τp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,5

ψ_τ = 0,1

Тогда:

n_τ = 240/(2,5∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,21

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = n_σ ∙ n_τ /[ (n_σ)² + (n_τ)²]^1/2  

n = 1,83∙9,21 /[1,83² + 9,21²]^1/2 = 1,81             

Проверка соблюдения условия прочности:

n_min ≥ [n], где [n] = 1,5..3,5

1,81≥ 1,5

5.2 Тихоходный вал.

Проведем подборку диаметров составляющих вала:

Момент на тихоходном валу:

T₂ = T₁∙U_ред∙η_ред = 270∙5,6∙0,97 =  1466,64 Н∙м ≈ 1500 Н∙м 

d = (T₂∙10³/0,2[τ])^1/3 = (1500∙10³/0,2∙20)^1/3 = 72,1 мм.

Выбираем из стандартного ряда чисел:

d = 71 мм

d₁ = d₁+ (4..5) мм = 75 мм

d_п ≥ d₂+ (4..5) мм = 80 мм

d₂ = d_п+ 5 мм = 85 мм

d₃ = d₂+ 2 мм = 87 мм

d₄ = d₃+ (6..10) мм = 95 мм

Проведем подборку длин составляющих вала:

L₀ = (1,6..2) d = 142 мм

L₁ = 20..25 мм = 25 мм

L_п ≈ 0,5 d_п = 40 мм

L₂ = 10..12 мм = 12 мм

L₃ = b₁ = 100 мм

L₄ = L₂ = 12 мм

Тогда:

L = 164 мм

а = 115 мм

Окружная сила

F_t = 2T₂∙10³/d₁ = 2∙1500∙10³/71 = 40000 Н

Осевое усилие

F_a = F_t ∙ tg β = 40000 ∙ tg 10,23 = 7219 Н

Радиальная нагрузка

F_r = F_t ∙ tg α / cosβ = 40000∙tg20/cos10,23 = 14794 Н

Построение эпюр:

           

                            

                   

           l

             

                                              

R^b_A = 0,5∙ F_r + F_a∙d₁/2L

R^b_B = 0,5∙ F_r - F_a∙d₁/2L

R^b_A = 0,5∙14794 + 7219/2∙164 = 7419 Н

R^b_B = 0,5∙14794 – 7219/2∙164 = 7375 Н

Проверка: R^b_A + R^b_B - F_r = 0              

            7419+7375 - 14794 = 0                 Верно.

М₁ = R^b_A∙ L/2

М = R^b_B ∙ L/2

М₁ = 7419∙164/2∙1000 = 608,4 Н∙м

М = 7375∙164/2∙1000 = 604,8 Н∙м

                    

                       

                          

R^Г_А = R^Г_В = 0,5∙F_t

М₂ = F_t∙ L/4

R^Г_А = R^Г_В = 0,5∙ 40000 = 20000 H

М₂ = 40000∙164/4∙1000 = 1640 Н

Проверка: R^Г_А + R^Г_В - F_t = 0

        20000+20000 - 40000 = 0                  Верно.

                         

           а   

R_AM = F_M∙(L+a)/L

R_BM = F_M∙a/L

F_M = 125 (T₂)^1/3

F_M = 125∙(1500)^1/3 = 1430,9 Н

R_AM = 1430,9∙(164+115)/164 = 2434,3 Н

R_BM =1430,9∙ 115/164 = 1003,4 Н

Мм = F_M ∙ а

Мм = 1430,9∙115/1000 = 164,6 Н

Найдем общий момент:

M_ОБЩ = [(M₁)² + (M₂)²]^1/2 + 0,5∙Мм

M_ОБЩ = [(608,4)² + (1640)²]^1/2 + 0,5∙164,6 = 1831,5 Н

 

Проверочный расчет  ведомого вала.

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ₁ = 270 НВ σ_в = 900н/мм², σ_г =750 н/мм²

Колесо НВ₂ = 240 НВ σ_в = 780н/мм², σ_г =540 н/мм²

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

n_σ = σ_-1/(K_σp∙ σ_a + ψ_σ∙ σ_m),

где  σ_-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ_-1­ = 410 МПа

σ_a – амплитуда номинальных напряжений изгиба, σ_a ≈ М_ОБЩ/0,1d_п³ = 1831,5/0,1∙80³ =

= 35 МПа

σ_m – среднее значение номинального напряжения,  σ_m = 0.

K_σp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,0

Тогда:

n_σ = 410/(3,0∙ 35,77) = 3,82

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

n_τ = τ_-1/(K_τp∙ τ_a + ψ_τ∙ τ_m),

где  τ _-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ _-1­ = 240 МПа

τ_a – амплитуда номинальных напряжений кручения,

τ_m – среднее значение номинальных напряжений, τ_a = τ_m = 1/2∙τ = 10,1

K_τp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,3

ψ_τ = 0,1

Тогда:

n_τ = 240/(2,3∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,9

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = n_σ ∙ n_τ /[ (n_σ)² + (n_τ)²]^1/2  

n = 3,82∙9,9 /[3,82² + 9,9²]^1/2 = 3,56

Проверка соблюдения условия прочности:

n_min ≥ [n], где [n] = 1,5..3,5

3,56 ≥ 1,5

6.Выбор подшипников.

Так как у нас косозубая передача в редукторе, то следует выбрать шариковые радиальные подшипники, которые можно использовать при небольшой

(до 30%) свободной осевой нагрузке.

Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник №112

по ГОСТ 8338-75 для быстроходного вала.

Основные характеристики подшипника средней серии:

Наружный диаметр:

D = 130 мм;

Ширина:

b = 31 мм;

Фаска:

r = 3,5 мм

Базовая динамическая грузоподъемность:

С_r = 92,3кН;

Базовая статическая грузоподъемность:

Со_r = 48 кН;

Время работы:

L_H = 15000 ч.

Выбираем самую нагруженную опору:

R_A = [(R^Г_А)²+ (R^b_А)²]^1/2

R_B = [(R^Г_B)²+ (R^b_B)²]^1/2

R_A = [4909² + 333,44²]^1/2 = 4920,3 Н

R_B = [4909² + 321,56²]^1/2 = 4919,5 Н

Значит, самая нагруженная опора А.

F_A/ Со_r = 1771/48∙10³ = 0,036 è e = 0,22;

Так как F_A/ R_A = 1771/4920,3 = 0,36 > e = 0,22 è X = 0,56; Y = 1,99

Произведем расчет нагрузки на подшипник:

F_экв = (X∙V∙F_R + Y∙F_A) ∙ K_δ∙K_T ,где

X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки. X = 0,56

Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки. Y = 1,99

V – коэффициент, учитывающий вращения кольца по отношению к нагрузке. V = 1.

K_δ – коэффициент безопасности. K_δ = 1,3

K_T – температурный коэффициент. K_T = 1.

F_экв = (0,56 ∙1,99 ∙ 4920,3 + 1,99 ∙ 1771) ∙1,3∙1 =11709,7 Н

Определяем базовый расчет ресурса подшипника L_H:

L_H = 10⁶∙[C_r/ F_экв]³/60∙n₁

n₁ = n_дв/U_рем = 1460/2,8 =  505 об/мин

L_H = 10⁶∙[92300/ 11709,7]³/60∙505 = 16163,1 ч.

Этот ресурс нас удовлетворяет, значит, оставляем этот подшипник.

Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник №216 по ГОСТ 8338-75 для тихоходного вала.

Основные характеристики подшипника легкой серии: Основные характеристики подшипника средней серии:

Наружный диаметр:

D = 140 мм;

Ширина:

b = 26 мм;

Фаска:

r = 3 мм

Базовая динамическая грузоподъемность:

С_r = 57,0 кН;

Базовая статическая грузоподъемность:

Со_r = 45,4 кН;

Время работы:

L_H = 15000 ч.

Выбираем самую нагруженную опору:

R_A = [(R^Г_А)²+ (R^b_А)²]^1/2

R_B = [(R^Г_B)²+ (R^b_B)²]^1/2

R_A = [20000² + 7419²]^1/2 = 21332 Н

R_B = [20000² + 7375²]^1/2 = 21316 Н

Значит, самая нагруженная опора А.

F_A/ Со_r = 7219/45,4∙10³ = 0,15 è e = 0,32;

Так как F_A/ R_A = 7219/21322 = 0,36 > e = 0,32 è X = 0,56; Y = 1,31

Произведем расчет нагрузки на подшипник:

F_экв = (X∙V∙F_R + Y∙F_A) ∙ K_δ∙K_T ,где

X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки. X = 0,56

Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки. Y = 1,31

V – коэффициент, учитывающий вращения кольца по отношению к нагрузке. V = 1.

K_δ – коэффициент безопасности. K_δ = 1,3

K_T – температурный коэффициент. K_T = 1.

F_экв = (0,56 ∙1,31 ∙ 14794 + 1,31 ∙7219) ∙1,3∙1 =26402 Н

Определяем базовый расчет ресурса подшипника L_H:

L_H = 10⁶∙[C_r/ F_экв]³/60∙n₁

n₂ = n₁/U_ред = 505/5,6=  90 об/мин

L_H = 10⁶∙[57000/ 26402]³/60∙90 = 16352,2 ч.

Этот ресурс нас удовлетворяет, значит, оставляем этот подшипник.

 

7.Выбор шпонки.

7.1 Быстроходный вал.

Проверяем прочность шпоночного соединения под ведомым шкивом ременной передачи  d = 50 мм

Берем шпонку призматическую:

Сталь 60

b = 16 мм – ширина шпонки

L_ш = 45..180 мм.- рабочая длина

h = 10 мм – высота шпонки

t₁ = 6 мм – глубина погружения в вал

t₂ = 4,5 мм – высота выпирания шпонки.

Возьмем L_ш = 60 мм

Проверим шпонку на смятие:

σ_см = 2∙Т₁/(h – t₁)∙d∙L_ш ≤ [σ_см] = 100 МПа

σ_см = 2∙270∙10³/(10 – 6)∙50∙60 =  45 МПа <100 МПа

Проверяем прочность шпоночного соединения под колесом тихоходного вала

d = 87 мм.

Берем шпонку призматическую:

Сталь 60

b = 25 мм – ширина шпонки

L_ш = 70..280 мм.- рабочая длина

h = 14 мм – высота шпонки

t₁ = 9 мм – глубина погружения в вал

t₂ = 5,4 мм – высота выпирания шпонки.

Возьмем L_ш = 70 мм

Проверим шпонку на смятие:

σ_см = 2∙Т₁/(h – t₁)∙d∙L_ш ≤ [σ_см] = 100 МПа

σ_см = 2∙1500∙10³/(14 – 9)∙87∙70 =  98 МПа <100 МПа

Проверяем прочность шпоночного соединения под полумуфтой тихоходного вала d = 71 мм.

Берем шпонку призматическую:

Сталь 60

b = 20 мм – ширина шпонки

L_ш = 50..220 мм.- рабочая длина

h = 12 мм – высота шпонки

t₁ = 7,5 мм – глубина погружения в вал

t₂ = 4,9 мм – высота выпирания шпонки.

Возьмем L_ш = 100 мм

Проверим шпонку на смятие:

σ_см = 2∙Т₁/(h – t₁)∙d∙L_ш ≤ [σ_см] = 100 МПа

σ_см = 2∙1500∙10³/(12 – 7,5)∙71∙100 =  93,8 МПа <100 МПа

Выбранные нами шпонки проверены на смятие. Все они удовлетворяют нас.

Результирующая таблица выбранных шпонок:

Шпонка	b	h	L	t1	t2
Под колесом	25	14	70	9	5,4
Под муфтой	20	12	100	7,5	4,9
Под рем.пер.	16	10	60	6	4,5

12. Список литературы:

 

1. Чернилевский Д.В.

Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. – М.: Высшая школа, 1980 г.

2. Дунаев  П.Ф., Леликов О.П.

Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для вузов.  М.: Высшая школа, 1985 г.

3. Иванов М.И.

Детали машин: Учеб. Для студентов высших технических учебных заведений. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991 г.