Содержание
1. Задание по курсовомупроектированию...........................................3
2. Введение..............................................................................................4
3. Расчет ременнойпередачи.................................................................6
4. Расчетредуктора.................................................................................8
5. Расчет валов
а) Быстроходныйвал.........................................................................12
б) Тихоходныйвал.............................................................................18
6. Выборподшипников..........................................................................23
7. Выборшпонок....................................................................................26
1.Задание по курсовомупроектированию.
Разработать редуктор для передачи крутящего момента отэлектродвигателя к рабочей машине через муфту и клиноременную передачу.
Тип электродвигателя RA160L4;
Мощность двигателя Рдв = 15кВт;
Число оборотовв минуту nдв = 1460об/мин;
Тип ременнойпередачи – клиноременная,
Редуктор –цилиндрический косозубый;
Передаточноечисло ременной передачи Uрем = 2,8;
Передаточноечисло редуктора Uред = 5,6;
КПД редуктора ηред = 0,97;
КПД муфты ηмуф = 0,97;
КПД ременнойпередачи ηрем.пер. =0,94;
Время работыпривода L = 15000 часов.
Режим работы –двухсменный.
Схема привода.
Электродвигатель асинхронный — клиноременная передача —редуктор.
Рабочаямашина;
Клиноременнаяпередача;
Редуктор;
Муфта;
Электродвигатель.
/>
2.Введение.
Редуктором называют зубчатый, червячный илизубчато-червячный передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе ипредназначенный для понижения угловой скорости, а, следовательно, повышениявращающего момента. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные ввиде отдельных агрегатов, называются мультипликаторами. В редукторах обычноприменяют зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением, иногда используютзацепление М.Л.Новикова.
Редуктор проектируется для привода данной машины илипо заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Редуктора классифицируют:
- По виду передач –на цилиндрические с параллельными осямивалов; конические с перекрещивающимися осями валов; червячные сперекрещивающимися осями валов; комбинированные конически-цилиндрические;зубчато-червячные и другие.
- По числу пар –одноступенчатые цилиндрические с прямозубымиколесами с
u £ 7, с косозубыми или шевронными колесами при u£10 и Р£50 кВт; одноступенчатые конические с прямыми, косыми икриволинейными зубьями при u £ 5 и Р £ 100кВт; одноступенчатые червячные при u =8...80 и Р £ 50кВт; многоступенчатые.
Зубчатая передача, осивалов которой пересекаются, называется конической. Конические зубчатые колесаизготавливают с прямыми, косыми и криволинейными зубьями и применяют там, гдевозникает необходимость передачи момента с одного вала к другому спересекающимися осями. Конические зубчатые редуктора проектируют сравнительнонебольших мощностей, так как консольное расположение шестерни на валу при значительныхсилах в зацеплении приводит к большим деформациям, нарушающим точностьзацепления и нормальную работу передачи. Иногда применяют конические передачи,в которых шестерня расположена между опорами, а не консольно. Такая конструкциясложнее и дороже.
3.Рассчет ременной передачи.
Рассчитываем момент наведущем валу
Твед = Тэд = Рэд∙103∙30/π nдв
Твед = 15∙103∙30/π∙1460=100 Н∙м
Выберем диаметр ведущего шкива.
Пусть D1 = 140 мм.
Рассчитаем скорость ремня:
υ = π D1 nдв /60∙103
υ = π∙140∙1460/(60∙103)= 11 м/с
По мощности двигателя
Рдв = 15кВт и nдв = 1460 об/мин
Выбираем стандартный тип ремня:
тип Б;
Рассчитываем диаметр ведомого шкива:
D2 = D1∙ Uрем (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 ременнойпередачи:
Uфакт = D2 / D1(1-ξ)
Uфакт = 400/140(1-0,01) = 2,89
Рассчитываем межосевое расстояние:
Примем его равным D1+D2 = 140+400 = 540 мм.
Длина ремня:
Lр = 2 а + π (D1+D2 )/2 + (D2 — D1)2/4 а
Lр = 2∙540 + π/2∙(140+400) + 2602/4∙(140+400)= 1959,53 мм
Выбираем ближайшее из нормального ряда чисел:
Lр = 2000 мм
Тогда уточняем межосевое расстояние по стандартнойдлине:
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 = 540,24мм=
= 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 углуобхвата равному 150° Сα = 0,92
Коэффициент, учитывающий длину ремня:
Lр/ L0= 2000/2240 = 0,89 è CL = 0,98
Коэффициент режима работы при двусменном режимеработы:
Среж = 1,38
Мощность, передаваемая при стандартных условиях ремнемБ, длиной
L0= 2240 мм P0= 2,90 кВт.
Допустимая нагрузка на ремень:
Рдопуст = Р0Сα СL/ Среж
Рдопуст = 2,90∙ 0,92∙0,98/1,38= 1,9 кВт
Определение числа ремней:
Z = Рдв/РдопускСz,
где Сz = 0,9
Z = 15/1,9 ∙0,9 = 8,7.
Берем Z = 9
Усилие, действующее со стороны ременной передачи
FP = 1,7 ∙ Рдв∙103∙Среж∙sin(αрем/2)/ υремня∙ Сα∙Сz = 3635 Н,
где
Рдв = 15 кВт
Среж = 1,38
αрем = 152,56˚
υремня =11 м/с
Сα = 0,95
Сz = 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 = nдв/Uрем
n1 = 1460/2,8 = 505 об/мин
Ведомый вал:
n2 = n1/Uред
n2 = 505/5,6 = 90 об/мин
Определяем базовое число циклов:
NНО1 = 30∙ НВ12,4
NНО2 = 30∙ НВ22,4
NНО1 = 30∙ 2702,4 = 20∙106циклов
NНО2 = 30∙2402,4 = 15∙106циклов
Предельное напряжение при базовом числе циклов:
σнlimb1 = 2∙НВ1 + 70
σнlimb2 = 2∙НВ2 + 70
σнlimb1 = 2∙270 + 70 = 610 н/мм2
σнlimb2 = 2∙240 + 70 = 550 н/мм2
Число циклов нагружения:
NНЕ1 = 60∙ n1∙L1
NНЕ2 = НЕ1/ Uред
NНЕ1 = 60∙ n1∙L1 = 60∙505∙15000 = 60,6∙106циклов
NНЕ2 = NНЕ1/ Uред = 60,6/5,6 = 10,8∙106циклов
Коэффициент долговечности:
КHL = 1, т.к. NНЕ > NНО
Предельное напряжение:
σнlim1 = σнlimb1∙ КHL
σнlim2 = σнlimb2∙ КHL ∙
σнlim1 = 610∙1 = 610 н/мм2
σнlim2 = 550∙1 = 550 н/мм2
Допускаемое напряжение:
σНР1 = 0,9 ∙σнlim1/Sн
σНР2 = 0,9 ∙σнlim2/Sн
σНР = 0,45 (σНР1+ σНР2)
σНРmin = σНР2
σНР1 = 0,9∙610/1,1= 499,1 ≈ 500 Н∙м
σНР2 = 0,9∙550/1,1= 450 Н∙м
σНР = 0,45 (500+450) = 225,45 Н∙м
σНРmin = σНР2 = 450 Н∙м
Рассчитываем межцентровое расстояние зубчатойпередачи:
аw = Ка (Uред + 1) [Т1 Кнβ/ψваUред σНР2]1/3
Ка = 430 – коэффициент межцентровогорасстояния
Т1 = 270 Н∙м
ψва = ψвd ∙2/(Uред + 1) – коэффициент отношения ширины зуба к межцентровомурасстоянию.
ψвd = 1 Кнβ = 1,05 –коэффициент отношения ширины зуба к диаметру.
Тогда, следовательно,
ψва = 0,303
аw = 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:
аw= 315 мм
аw= (Z1+Z2)mn/2 cosβ
Примем β= 10°
Определяем модуль зацепления
mn= 2 аwcosβ/Z1 (1+Uред)
Определяем числа и угол наклона зубьев, предварительнозадав угол наклона
Примем β= 10°
Возьмем Z1 = 20 зубьев.
Тогда
mn= 2∙315cos10/(20∙ (1+5,6)) = 4,7 мм
Выбираем из нормального ряда чисел для модулязацепления, беря меньший по значению:
mn= 4,5 мм
Найдем суммарное число зубьев
(Z1+Z2) = 2 аwcosβ/ mn
(Z1+Z2) = 2 315cos10/ 4,5= 138 зубьев
Тогда:
Z1 = (Z1+Z2)/ (1+Uред)
Z2 = (Z1+Z2) — Z1
Z1 = 138/ (1+5,6) = 21
Z2 = 138 – 21 = 117 зубьев.
Найдем фактическое передаточное число редуктора:
Uред. факт = Z2/ Z1 = 117/21 = 5,57
Uред. факт = 117/21 = 5,57
Найдем косинус угла наклона зубьев:
Cosβ = (Z1+Z2)mn / 2 аw
Cosβ = 138∙4,5 / 2∙315=0,9857
Считаем:
d1 = mn Z1/ cosβ
d2 = mn 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 аw. Верно.
Тогда ширина колес:
b2 = ψва аw
b1 = b2 + (2..4) mn
b2 = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм
b1 = 95 + 2 ∙ 4,5 = 104 мм
Проверка:
b2 ∙ sinβ≥4mn
95 ∙ sinβ≥4∙4,5
16,800≥18
Неверно. Следовательно, нужно изменить mn или угол β.
Возьмем mn=4,0 мм
Найдем суммарное число зубьев:
(Z1+Z2) = 2 аwcosβ/ mn
(Z1+Z2) = 2 315cos10/ 4,0= 155 зубьев
Тогда:
Z1 = (Z1+Z2)/ (1+Uред)
Z2 = (Z1+Z2) — Z1
Z1 = 155/ (1+5,6) = 23 зуба
Z2 = 155-23 = 132 зуба
Найдем фактическое передаточное число редуктора:
Uред. факт = Z2/ Z1
Uред. факт =132/23 = 5,74
Найдем косинус угла наклона зубьев:
Cosβ = (Z1+Z2)mn / 2 аw
Cosβ = 155∙4,0/ 2∙315=0,9841;
Тогда:
β = 10,23˚
Считаем:
d1 = mn Z1/ cosβ
d2 = mn 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 аw. Верно.
Тогда ширина колес:
b2 = ψва аw
b1 = b2 + (2..4) mn
b2 = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм
b1 = 95 + 2∙4,0 = 103 мм ≈ 100 мм
Проверка:
b2 ∙ sinβ≥4mn
95∙sinβ≥4∙4
16,873≥16 Верно.
Определяем диаметры вершин зубьев da и впадин df зубчатых колес:
da = d + 2∙mn
df = d – 2,5∙mn
da1 =93 + 2∙4 = 101 мм
da2 = 537 + 2∙4 = 545 мм
df1 = 93 – 2,5∙4 = 83 мм
df2 = 537 – 2,5∙ 4 = 527 мм
5.Расчет валов:
5.1Быстроходный вал.
/>
Так как df1 = 83 мм – принимаем вал-шестерню.
Момент на ведущем валу:
Т1 = Тдв∙Uфакт∙ ηрем.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 изстандартного ряда чисел:
d = 50 мм
d1 = d1+ (4..5) мм = 55 мм
dп ≥ d2+ (4..5) мм = 60 мм
d2 = dп+ 5 мм = 65 мм
d4 = d3+ (6..10) мм = 75 мм
Проведемподборку длин составляющих вала:
L0= (1,6..2) d = 100 мм
L1 = 20..25 мм = 25 мм
Lп ≈ 0,5 dп = 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 зубчатойпары: (Расчет вала на прочность)
Окружная сила
Ft = 2T1∙103/d1
Ft= 2∙270∙103/55= 9818 Н
Осевое усилие
Fa = Ft ∙ tg β
Fa = 9818 ∙ tg 10,23 = 1771 Н
Радиальнаянагрузка
Fr = Ft ∙ tg α / cosβ
Fr = 1771∙tg20/cos10,23 = 655 Н
Рассчитываем число оборотов первого (быстроходного)вала редуктора:
nвед (быстроходный вал редуктора) = nдв/ Uфакт
nвед (быстроходный вал редуктора) = 1460/2,89 = 505 об/мин
Построение эпюр:
/>/>/>/>/>/>/> />
/> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
/>/>/>/>/>/> l
/> /> />
RbA = 0,5∙ Fr + Fa∙d1/2L
RbB = 0,5∙ Fr — Fa∙d1/2L
RbA = 0,5∙655 + 1771∙50/2∙149 =333,44 Н
RbB = 0,5∙655 – 1771∙50/2∙149 =321,56 Н
Проверка: RbA + RbB — Fr = 0
333,44+321,56– 655 = 0 Верно.
М1= RbA∙ L/2
М = RbB ∙ 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
/>
/>/>/>/>/> /> /> />
/>
RГА = RГВ = 0,5∙Ft
М2 = Ft∙ L/4
RГА = RГВ = 0,5∙ 9818 = 4909 H
М2 = 9818∙149/4∙1000= 365,72 Н∙м
Проверка: RГА + RГВ — Ft = 0
4909 +4909 – 9818 = 0 Верно.
/>
/> /> />
/>
а />
/>
RAP = FP∙ (L + a)/L
RBP = FP∙ a/L
MP = FP∙ a
RAP = 3635∙ (149 + 90)/149 = 5831 H
RBP = 3635∙ 90/149 = 2196 H
MP =3635∙90/1000 = 327,15 Н∙м
Рассчитаем общиймомент:
MОБЩ = [(M1)2 + (M2)2]1/2
MОБЩ = [(24,84)2 + (365,72)2]1/2= 366,56 Н∙м
Проверочный расчет ведущего вала.
Сталь 40х улучшенная.
Шестерня НВ1 = 270 НВ σв = 900н/мм2,σг =750 н/мм2
Колесо НВ2 = 240 НВ σв = 780н/мм2,σг =540 н/мм2
Коэффициент запаса длянормальных напряжений:
nσ = σ-1/(Kσp∙ σa + ψσ∙ σm),
где σ-1 – предел выносливости гладкогообразца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ-1 = 410 МПа
σa – амплитуда номинальных напряженийизгиба, σa ≈ МОБЩ/0,1dп3 = 64,1 МПа
σm – среднее значение номинального напряжения, σm = 0.
Kσp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
БЕРЕМИЗ ТАБЛИЦЫ 3,5
Тогда:
nσ = 410/(3,5∙ 64,1) = 1,83
Коэффициент запаса длякасательных напряжений:
nτ = τ-1/(Kτp∙ τa + ψτ∙ τm),
где τ-1 – предел выносливости гладкогообразца при симметричном цикле напряжений кручения. τ-1 = 240 МПа
τa – амплитуда номинальных напряженийкручения,
τm – среднее значение номинальных напряжений, τa = τm = 1/2∙τ = 10,1
Kτp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,5
ψτ = 0,1
Тогда:
nτ = 240/(2,5∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,21
Общий коэффициентзапаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:
n = nσ ∙ nτ /[ (nσ)2 + (nτ)2]1/2
n = 1,83∙9,21 /[1,832+ 9,212]1/2 = 1,81
Проверка соблюденияусловия прочности:
nmin ≥[n], где [n] = 1,5..3,5
1,81≥1,5
5.2Тихоходный вал.
/>
Проведем подборку диаметров составляющих вала:
Момент на тихоходном валу:
T2 = T1∙Uред∙ηред = 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 изстандартного ряда чисел:
d = 71 мм
d1 = d1+ (4..5) мм = 75 мм
dп ≥ d2+ (4..5) мм = 80 мм
d2 = dп+ 5 мм = 85 мм
d3 = d2+ 2 мм = 87 мм
d4 = d3+ (6..10) мм = 95 мм
Проведемподборку длин составляющих вала:
L0= (1,6..2) d = 142 мм
L1 = 20..25 мм = 25 мм
Lп ≈ 0,5 dп = 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
Ft = 2T2∙103/d1 = 2∙1500∙103/71 = 40000 Н
Осевое усилие
Fa = Ft ∙ tg β = 40000 ∙ tg 10,23 = 7219 Н
Радиальнаянагрузка
Fr = Ft ∙ tg α / cosβ = 40000∙tg20/cos10,23 = 14794 Н
Построениеэпюр:
/>/>/>/>/>/>/> />
/> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
/>/>/>/>/>/> l
/> /> />
RbA = 0,5∙ Fr + Fa∙d1/2L
RbB = 0,5∙ Fr — Fa∙d1/2L
RbA = 0,5∙14794 + 7219/2∙164 = 7419 Н
RbB = 0,5∙14794 – 7219/2∙164 = 7375 Н
Проверка: RbA + RbB — Fr = 0
7419+7375 — 14794 = 0 Верно.
М1= RbA∙ L/2
М = RbB ∙ L/2
М1= 7419∙164/2∙1000 = 608,4 Н∙м
М =7375∙164/2∙1000 = 604,8 Н∙м
/>
/>/>/>/>/> /> /> />
/>
RГА = RГВ = 0,5∙Ft
М2= Ft∙ L/4
RГА = RГВ = 0,5∙ 40000 = 20000 H
М2= 40000∙164/4∙1000 = 1640 Н
Проверка: RГА + RГВ — Ft = 0
20000+20000 — 40000 = 0 Верно.
/>
/> /> /> />
а />
/>
RAM = FM∙(L+a)/L
RBM = FM∙a/L
FM =125 (T2)1/3
FM = 125∙(1500)1/3 =1430,9 Н
RAM = 1430,9∙(164+115)/164 =2434,3 Н
RBM =1430,9∙ 115/164 = 1003,4 Н
Мм = FM ∙ а
Мм = 1430,9∙115/1000 = 164,6 Н
Найдем общий момент:
MОБЩ = [(M1)2 + (M2)2]1/2+ 0,5∙Мм
MОБЩ = [(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 σв = 900н/мм2,σг =750 н/мм2
Колесо НВ2 = 240 НВ σв = 780н/мм2,σг =540 н/мм2
Коэффициент запаса длянормальных напряжений:
nσ = σ-1/(Kσp∙ σa + ψσ∙ σm),
где σ-1 – предел выносливости гладкогообразца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ-1 = 410 МПа
σa – амплитуда номинальных напряженийизгиба, σa ≈ МОБЩ/0,1dп3 = 1831,5/0,1∙803 =
= 35МПа
σm – среднее значение номинального напряжения, σm = 0.
Kσp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
БЕРЕМИЗ ТАБЛИЦЫ 3,0
Тогда:
nσ = 410/(3,0∙ 35,77) = 3,82
Коэффициент запаса длякасательных напряжений:
nτ = τ-1/(Kτp∙ τa + ψτ∙ τm),
где τ-1 – предел выносливости гладкогообразца при симметричном цикле напряжений кручения. τ-1 = 240 МПа
τa – амплитуда номинальных напряженийкручения,
τm – среднее значение номинальных напряжений, τa = τm = 1/2∙τ = 10,1
Kτp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,3
ψτ = 0,1
Тогда:
nτ = 240/(2,3∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,9
Общий коэффициентзапаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:
n = nσ ∙ nτ /[ (nσ)2 + (nτ)2]1/2
n = 3,82∙9,9 /[3,822+ 9,92]1/2 = 3,56
Проверка соблюденияусловия прочности:
nmin ≥[n], где [n] = 1,5..3,5
3,56 ≥1,5
6.Выбор подшипников.
Так как у наскосозубая передача в редукторе, то следует выбрать шариковые радиальныеподшипники, 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:
Сr = 92,3кН;
Базовая статическая грузоподъемность:
Соr = 48 кН;
Время работы:
LH = 15000 ч.
Выбираем самуюнагруженную опору:
RA = [(RГА)2+ (RbА)2]1/2
RB = [(RГB)2+ (RbB)2]1/2
RA = [49092+ 333,442]1/2 = 4920,3 Н
RB = [49092+ 321,562]1/2 = 4919,5 Н
Значит, самаянагруженная опора А.
FA/ Соr = 1771/48∙103 =0,036 è e = 0,22;
Так как FA/ RA = 1771/4920,3 = 0,36 > e = 0,22 è X = 0,56; Y =1,99
Произведем расчет нагрузки на подшипник:
Fэкв = (X∙V∙FR + Y∙FA) ∙ Kδ∙KT, где
X – коэффициентвосприятия радиальной нагрузки. X = 0,56
Y – коэффициентвосприятия осевой нагрузки. Y =1,99
V – коэффициент,учитывающий вращения кольца по отношению к нагрузке. V = 1.
Kδ– коэффициент безопасности. Kδ = 1,3
KT –температурный коэффициент. KT = 1.
Fэкв = (0,56 ∙1,99 ∙ 4920,3 +1,99 ∙ 1771) ∙1,3∙1 =11709,7 Н
Определяем базовыйрасчет ресурса подшипника LH:
LH = 106∙[Cr/ Fэкв]3/60∙n1
n1 = nдв/Uрем = 1460/2,8 = 505 об/мин
LH = 106∙[92300/11709,7]3/60∙505 = 16163,1 ч.
Этот ресурс насудовлетворяет, значит, оставляем этот подшипник.
Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник №216по ГОСТ 8338-75 для тихоходного вала.
Основные характеристики подшипника легкой серии: Основныехарактеристики подшипника средней серии:
Наружный диаметр:
D = 140 мм;
Ширина:
b = 26 мм;
Фаска:
r = 3 мм
Базовая динамическая грузоподъемность:
Сr = 57,0 кН;
Базовая статическая грузоподъемность:
Соr = 45,4 кН;
Время работы:
LH = 15000 ч.
Выбираем самуюнагруженную опору:
RA = [(RГА)2+ (RbА)2]1/2
RB = [(RГB)2+ (RbB)2]1/2
RA = [200002+ 74192]1/2 = 21332 Н
RB = [200002+ 73752]1/2 = 21316 Н
Значит, самаянагруженная опора А.
FA/ Соr = 7219/45,4∙103 =0,15 è e = 0,32;
Так как FA/ RA = 7219/21322 = 0,36 > e = 0,32 è X = 0,56; Y =1,31
Произведем расчет нагрузки на подшипник:
Fэкв = (X∙V∙FR + Y∙FA) ∙ Kδ∙KT, где
X – коэффициентвосприятия радиальной нагрузки. X = 0,56
Y – коэффициентвосприятия осевой нагрузки. Y =1,31
V – коэффициент,учитывающий вращения кольца по отношению к нагрузке. V = 1.
Kδ– коэффициент безопасности. Kδ = 1,3
KT –температурный коэффициент. KT = 1.
Fэкв = (0,56 ∙1,31 ∙ 14794 +1,31 ∙7219) ∙1,3∙1 =26402 Н
Определяем базовыйрасчет ресурса подшипника LH:
LH = 106∙[Cr/ Fэкв]3/60∙n1
n2 = n1/Uред = 505/5,6= 90 об/мин
LH = 106∙[57000/26402]3/60∙90 = 16352,2 ч.
Этот ресурс насудовлетворяет, значит, оставляем этот подшипник.
7.Выборшпонки.
/>7.1Быстроходный вал.
Проверяемпрочность шпоночного соединения под ведомым шкивом ременной передачи d = 50 мм
Берем шпонку призматическую:
Сталь 60
b = 16 мм – ширина шпонки
Lш = 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 Lш = 60 мм
Проверим шпонку на смятие:
σсм = 2∙Т1/(h – t1)∙d∙Lш≤ [σсм] = 100 МПа
σсм = 2∙270∙103/(10– 6)∙50∙60 = 45 МПа
Проверяемпрочность шпоночного соединения под колесом тихоходного вала
d = 87 мм.
Берем шпонку призматическую:
Сталь 60
b = 25 мм – ширина шпонки
Lш = 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 Lш = 70 мм
Проверим шпонку на смятие:
σсм = 2∙Т1/(h – t1)∙d∙Lш≤ [σсм] = 100 МПа
σсм = 2∙1500∙103/(14– 9)∙87∙70 = 98 МПа
Проверяемпрочность шпоночного соединения под полумуфтой тихоходного вала d = 71 мм.
Берем шпонку призматическую:
Сталь 60
b = 20 мм – ширина шпонки
Lш = 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 Lш = 100 мм
Проверим шпонку на смятие:
σсм = 2∙Т1/(h – t1)∙d∙Lш≤ [σсм] = 100 МПа
σсм = 2∙1500∙103/(12– 7,5)∙71∙100 = 93,8 МПа
Выбранные нами шпонки проверены на смятие. Все ониудовлетворяют нас.
Результирующаятаблица 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.
Курсовоепроектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. – М.: Высшая школа, 1980 г.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.
Конструирование узлов и деталеймашин. Учебное пособие для вузов. М.: Высшая школа, 1985 г.
3. Иванов М.И.
Деталимашин: Учеб. Для студентов высших технических учебных заведений. – 5-е изд.,перераб. – М.: Высш. шк., 1991 г.