Расчет и проектирование привода (редуктор) с клиноремённой передачей

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 = 15 000 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]^½)/8

а = (2• 2000 — 3,14(140+400) + [(2•2000 — 3,14 (140+400))² — 8(140+400)²]^½)/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.

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•15 000 = 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]^½

M_ОБЩ = [(24,84)² + (365,72)²]^½ = 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 = ½•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]^½

n = 1,83•9,21 /[1,83² + 9,21²]^½ = 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 = 40 000 Н Осевое усилие

F_a = F_t • tg в = 40 000 • tg 10,23 = 7219 Н Радиальная нагрузка

F_r = F_t • tg б / cosв = 40 000•tg20/cos10,23 = 14 794 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•14 794 + 7219/2•164 = 7419 Н

R^b_B = 0,5•14 794 — 7219/2•164 = 7375 Н

Проверка: R^b_A + R^b_B — F_r = 0

7419+7375 — 14 794 = 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• 40 000 = 20 000 H

М₂ = 40 000•164/4•1000 = 1640 Н Проверка: R^Г_А + R^Г_В — F_t = 0

20 000+20000 — 40 000 = 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]^½ + 0,5•Мм

M_ОБЩ = [(608,4)² + (1640)²]^½ + 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 = ½•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]^½

n = 3,82•9,9 /[3,82² + 9,9²]^½ = 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 = 15 000 ч.

Выбираем самую нагруженную опору:

R_A = [(R^Г_А)²+ (R^b_А)²]^½

R_B = [(R^Г_B)²+ (R^b_B)²]^½

R_A = [4909² + 333,44²]^½ = 4920,3 Н

R_B = [4909² + 321,56²]^½ = 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 =11 709,7 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•[92 300/ 11 709,7]³/60•505 = 16 163,1 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 = 15 000 ч.

Выбираем самую нагруженную опору:

R_A = [(R^Г_А)²+ (R^b_А)²]^½

R_B = [(R^Г_B)²+ (R^b_B)²]^½

R_A = [20 000² + 7419²]^½ = 21 332 Н

R_B = [20 000² + 7375²]^½ = 21 316 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 = 7219/21 322 = 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 • 14 794 + 1,31 •7219) •1,3•1 =26 402 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•[57 000/ 26 402]³/60•90 = 16 352,2 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:

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.