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 з_ред = 0,97;

КПД муфты з_муф = 0,97;

КПД ременной передачи з_{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 u10 и Р50 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/р n_дв

Т_вед = 15•10³?30/р?1460 =100 Н•м

Выберем диаметр ведущего шкива.

Пусть D₁ = 140 мм.

Рассчитаем скорость ремня:

х = р D₁ n_дв /60•10³

х = р•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-о)

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-о)

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 + р (D₁+D₂ )/2 + (D₂- D₁)²/4 а

L_р = 2•540 + р/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 - р (D₁+D₂ ) + [(2L - р (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:

б = 180 - (D₁-D₂) • 57°/a

б = 180 - 260• 57°/540 = 152,56° ? 150°. Значит, коэффициент угла обхвата, соответствующий углу обхвата равному 150° Сб = 0,92

Коэффициент, учитывающий длину ремня:

L_р/ L₀ = 2000/2240 = 0,89 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 Сб 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(б_рем/2)/ х_ремня • С_б•С_z = 3635 Н,

где

Р_дв = 15 кВт

С_реж = 1,38

б_рем = 152,56?

х_ремня = 11 м/с

С_б = 0,95

С_z = 0,9

Проверочный расчет:

4. Расчет редуктора.

Сталь 40Х. Термообработка. Улучшенная.
Шестерня	НВ1 = 270 НВ	ув = 900н/мм2,	уг =750 н/мм2
Колесо	НВ2 = 240 НВ	ув = 780н/мм2,	уг =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:

у_нlimb1 = 2•НВ₁ + 70

у_нlimb2 = 2•НВ₂ + 70

у_нlimb1 = 2•270 + 70 = 610 н/мм²

у_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:

у_нlim1 = у_нlimb1• К_HL

у_нlim2 = у_нlimb2• К_HL •

у_нlim1 = 610•1 = 610 н/мм²

у_нlim2 = 550•1 = 550 н/мм²

Допускаемое напряжение:

у_НР1 = 0,9 • у_нlim1/ Sн

у_НР2 = 0,9 • у_нlim2/ Sн

у_НР = 0,45 (у_НР1 + у_НР2)

у_НРmin = у_НР2

у_НР1 = 0,9•610/1,1 = 499,1 ? 500 Н•м

у_НР2 = 0,9•550/1,1 = 450 Н•м

у_НР = 0,45 (500 + 450) = 225,45 Н•м

у_НРmin = у_НР2 = 450 Н•м

Рассчитываем межцентровое расстояние зубчатой передачи:

а_w = Ка (U_ред + 1) [Т₁ К_нв/ш_ваU_ред у_НР²]^1/3

Ка = 430 - коэффициент межцентрового расстояния

Т₁ = 270 Н•м

ш_ва = ш_вd •2/(U_ред + 1) - коэффициент отношения ширины зуба к межцентровому расстоянию.

ш_вd = 1 К_нв = 1,05 - коэффициент отношения ширины зуба к диаметру.

Тогда, следовательно,

ш_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 cosв

Примем в = 10°

Определяем модуль зацепления

m_n= 2 а_w cosв/Z₁ (1+U_ред)

Определяем числа и угол наклона зубьев, предварительно задав угол наклона

Примем в = 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 cosв/ 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:

Cosв = (Z₁+Z₂)m_n / 2 а_w

Cosв = 138•4,5 / 2•315= 0,9857

Считаем:

d₁ = m_n Z₁/ cosв

d₂ = m_n Z₂/ cosв

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 = ш_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 • sinв?4m_n

95 • sinв?4•4,5

16,800?18

Неверно. Следовательно, нужно изменить m_n или угол в.

Возьмем m_n=4,0 мм

Найдем суммарное число зубьев:

(Z₁+Z₂) = 2 а_w cosв/ 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:

Cosв = (Z₁+Z₂)m_n / 2 а_w

Cosв = 155•4,0/ 2•315= 0,9841;

Тогда:

в = 10,23?

Считаем:

d₁ = m_n Z₁/ cosв

d₂ = m_n Z₂/ cosв

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 = ш_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 • sinв?4m_n

95•sinв?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• з_{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[ф])^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 в

F_a = 9818 • tg 10,23 = 1771 Н

Радиальная нагрузка

F_r = F_t • tg б / cosв

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 у_в = 900н/мм², у_г =750 н/мм²

Колесо НВ₂ = 240 НВ у_в = 780н/мм², у_г =540 н/мм²

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

n_у = у_-1/(K_уp• у_a + ш_у• у_m),

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

у_a - амплитуда номинальных напряжений изгиба, у_a ? М_ОБЩ/0,1d_п³ = 64,1 МПа

у_m - среднее значение номинального напряжения, у_m = 0.

K_уp - эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,5

Тогда:

n_у = 410/(3,5• 64,1) = 1,83

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

n_ф = ф_-1/(K_фp• ф_a + ш_ф• ф_m),

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

ф_a - амплитуда номинальных напряжений кручения,

ф_m - среднее значение номинальных напряжений, ф_a = ф_m = 1/2•ф = 10,1

K_фp - эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,5

ш_ф = 0,1

Тогда:

n_ф = 240/(2,5•10,1 + 0,1• 10,1) = 9,21

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = n_у • n_ф /[ (n_у)² + (n_ф)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?з_ред = 270•5,6•0,97 = 1466,64 Н•м ? 1500 Н•м

d = (T₂•10³/0,2[ф])^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 в = 40000 • tg 10,23 = 7219 Н

Радиальная нагрузка

F_r = F_t • tg б / cosв = 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 у_в = 900н/мм², у_г =750 н/мм²

Колесо НВ₂ = 240 НВ у_в = 780н/мм², у_г =540 н/мм²

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

n_у = у_-1/(K_уp• у_a + ш_у• у_m),

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

у_a - амплитуда номинальных напряжений изгиба, у_a ? М_ОБЩ/0,1d_п³ = 1831,5/0,1•80³ =

= 35 МПа

у_m - среднее значение номинального напряжения, у_m = 0.

K_уp - эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,0

Тогда:

n_у = 410/(3,0• 35,77) = 3,82

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

n_ф = ф_-1/(K_фp• ф_a + ш_ф• ф_m),

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

ф_a - амплитуда номинальных напряжений кручения,

ф_m - среднее значение номинальных напряжений, ф_a = ф_m = 1/2•ф = 10,1

K_фp - эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,3

ш_ф = 0,1

Тогда:

n_ф = 240/(2,3•10,1 + 0,1• 10,1) = 9,9

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = n_у • n_ф /[ (n_у)² + (n_ф)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 e = 0,22;

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

Произведем расчет нагрузки на подшипник:

F_экв = (X•V•F_R + Y•F_A) • K_д•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_д - коэффициент безопасности. K_д = 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 e = 0,32;

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

Произведем расчет нагрузки на подшипник:

F_экв = (X•V•F_R + Y•F_A) • K_д•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_д - коэффициент безопасности. K_д = 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:

у_см = 2•Т₁/(h - t₁)•d•L_ш ? [у_см] = 100 МПа

у_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:

у_см = 2•Т₁/(h - t₁)•d•L_ш ? [у_см] = 100 МПа

у_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:

у_см = 2•Т₁/(h - t₁)•d•L_ш ? [у_см] = 100 МПа

у_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.