Расчет и проектирование привода (редуктор) с клиноремённой передачей

СОДЕРЖАНИЕ: Разработка редуктор для передачи крутящего момента от электродвигателя к рабочей машине через муфту и клиноременную передачу. Проектирование редуктора для привода машины или по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

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 _ред = 0,97;

КПД муфты _муф = 0,97;

КПД ременной передачи _{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/ n_дв

Т_вед = 1510³ 30/1460 =100 Нм

Выберем диаметр ведущего шкива.

Пусть D₁ = 140 мм.

Рассчитаем скорость ремня:

= D₁ n_дв /6010³

= 1401460/(6010³ ) = 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-)

D₂ = 1402,8 (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-)

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 + (D₁ +D₂ )/2 + (D₂ - D₁ )² /4 а

L_р = 2540 + /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 - (D₁ +D₂ ) + [(2L - (D₁ +D₂ ))² – 8(D₂ - D₁ )² ]^1/2 )/8

а = (2 2000 – 3,14(140+400) + [(22000 – 3,14 (140+400))² – 8(140+400)² ]^1/2 )/8 = 540,24 мм=

= 540 мм

Определяем угол обхвата ремня:

= 180 – (D₁ -D₂ ) 57°/a

= 180 – 260 57°/540 = 152,56° 150°. Значит, коэффициент угла обхвата, соответствующий углу обхвата равному 150° С = 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 С С_L / С_реж

Р_допуст = 2,90 0,920,98/1,38 = 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.

БеремZ = 9

Усилие, действующее со стороны ременной передачи

F_P = 1,7 Р_дв 10³ С_реж sin(_рем /2)/ _ремня С С_z = 3635 Н,

где

Р_дв = 15 кВт

С_реж = 1,38

_рем = 152,56

_ремня = 11 м/с

С = 0,95

С_z = 0,9

Проверочный расчет:

4. Расчет редуктора.

Сталь 40Х. Термообработка. Улучшенная.
Шестерня	НВ1 = 270 НВ	в = 900н/мм2 ,	г =750 н/мм2
Колесо	НВ2 = 240 НВ	в = 780н/мм2 ,	г =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 = 2010⁶ циклов

N_НО2 = 30240^2,4 = 1510⁶ циклов

Предельное напряжение при базовом числе циклов:

_{н limb 1} = 2НВ₁ + 70

_{н limb 2} = 2НВ₂ + 70

_{н limb 1} = 2270 + 70 = 610 н/мм²

_{н limb 2} = 2240 + 70 = 550 н/мм²

Число циклов нагружения:

N_НЕ1 = 60 n₁ L₁

N_НЕ2 = _НЕ1 / U_ред

N_НЕ1 = 60 n₁ L₁ = 6050515000 = 60,610⁶ циклов

N_НЕ2 = N_НЕ1 / U_ред = 60,6/5,6 = 10,810⁶ циклов

Коэффициент долговечности:

К_HL = 1, т.к. N_НЕ N_НО

Предельное напряжение:

_{н lim 1} = _{н limb 1} К_HL

_{н lim 2} = _{н limb 2} К_HL

_{н lim 1} = 6101 = 610 н/мм²

_{н lim 2} = 5501 = 550 н/мм²

Допускаемое напряжение:

_НР1 = 0,9 _{н lim 1} / Sн

_НР2 = 0,9 _{н lim 2} / Sн

_НР = 0,45 (_НР1 + _НР2 )

_{НР min} = _НР2

_НР1 = 0,9610/1,1 = 499,1 500 Нм

_НР2 = 0,9550/1,1 = 450 Нм

_НР = 0,45 (500+ 450) = 225,45 Нм

_{НР min} = _НР2 = 450 Нм

Рассчитываем межцентровое расстояние зубчатой передачи:

а_w = Ка (U_ред + 1) [Т₁ К_н /_ва U_{ред НР} ² ]^1/3

Ка = 430 – коэффициент межцентрового расстояния

Т₁ = 270 Нм

_ва = _{в d} 2/(U_ред + 1) – коэффициент отношения ширины зуба к межцентровому расстоянию.

_{в d} = 1 К_н = 1,05 – коэффициент отношения ширины зуба к диаметру.

Тогда, следовательно,

_ва = 0,303

а_w = 430 (5,6 + 1) [270 1,05/(0,3035,6450² )]^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 cos

Примем = 10°

Определяем модуль зацепления

m_n = 2 а_w cos/Z₁ (1+U_ред )

Определяем числа и угол наклона зубьев, предварительно задав угол наклона

Примем = 10°

Возьмем Z₁ = 20 зубьев.

Тогда

m_n = 2315cos10/(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 cos/ m_n

(Z₁ +Z₂ ) = 2 315cos10/ 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:

Cos = (Z₁ +Z₂ )m_n / 2 а_w

Cos = 1384,5 / 2315= 0,9857

Считаем:

d₁ = m_n Z₁ / cos

d₂ = m_n Z₂ / cos

d₁ = 4,521/ 0,9857 = 95,87 мм

d₂ = 4,5117/ 0,9857 = 534,13 мм

Проверка:

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

Тогда ширина колес:

b₂ = _ва а_w

b₁ = b₂ + (2..4) m_n

b₂ = 0,303315 = 95,445 95 мм

b₁ = 95 + 2 4,5 = 104 мм

Проверка:

b₂ sin4m_n

95 sin44,5

16,80018

Неверно. Следовательно, нужно изменить m_n или угол .

Возьмем m_n =4,0 мм

Найдем суммарное число зубьев:

(Z₁ +Z₂ ) = 2 а_w cos/ m_n

(Z₁ +Z₂ ) = 2 315cos10/ 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:

Cos = (Z₁ +Z₂ )m_n / 2 а_w

Cos = 1554,0/ 2315= 0,9841;

Тогда:

= 10,23

Считаем:

d₁ = m_n Z₁ / cos

d₂ = m_n Z₂ / cos

d₁ = 4,023/ 0,9841= 93,48 мм

d₂ = 4,0132/0,9841= 536,52 мм

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

Тогда ширина колес:

b₂ = _ва а_w

b₁ = b₂ + (2..4) m_n

b₂ = 0,303315 = 95,445 95 мм

b₁ = 95 + 24,0 = 103 мм 100 мм

Проверка:

b₂ sin4m_n

95sin44

16,87316 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_{f 2} = 537 – 2,5 4 = 527 мм

5. Расчет валов :

5.1 Быстроходный вал.

Так как d_{f 1} = 83 мм – принимаем вал-шестерню.

Момент на ведущем валу:

Т₁ = Т_дв U_{факт рем.пер}

Т₁ = 1002,890,94 = 271,66 Н м 270 Нм

Проведем подборку диаметров составляющих вала:

d= (T₁ 10³ /0,2[])^1/3

d= (27010³ /0,210)^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 = 227010³ /55 = 9818 Н

Осевое усилие

F_a = F_t tg

F_a = 9818 tg10,23 = 1771 Н

Радиальная нагрузка

F_r = F_t tg / cos

F_r = 1771tg20/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 = 0,5655 + 177150/2149 = 333,44 Н

R^b _B = 0,5655 – 177150/2149 = 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 = 333,44149/21000 = 24,84 Нм

М = 321,56149/21000 = 23,96 Нм

М₁ = 333,44149/21000 = 24,84 Нм

М = 321,56149/21000 = 23,96 Нм

R^Г _А = R^Г _В = 0,5F_t

М₂ = F_t L/4

R^Г _А = R^Г _В = 0,5 9818 = 4909 H

М₂ = 9818149/41000 = 365,72 Нм

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 = 363590/1000 = 327,15 Нм

Рассчитаем общий момент:

M_ОБЩ = [(M₁ )² + (M₂ )² ]^1/2

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

Проверочный расчет ведущего вала .

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ₁ = 270 НВ _в = 900н/мм² , _г =750 н/мм²

Колесо НВ₂ = 240 НВ _в = 780н/мм² , _г =540 н/мм²

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

n = _-1 /(K _{p a} + _m ),

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

_a – амплитуда номинальных напряжений изгиба, _a М_ОБЩ /0,1d_п ³ = 64,1 МПа

_m – среднее значение номинального напряжения, _m = 0.

K _p – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,5

Тогда:

n = 410/(3,5 64,1) = 1,83

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

n = _-1 /(K _{p a} + _m ),

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

_a – амплитуда номинальных напряжений кручения,

_m – среднее значение номинальных напряжений, _a = _m = 1/2 = 10,1

K _p – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,5

= 0,1

Тогда:

n = 240/(2,510,1 + 0,1 10,1) = 9,21

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = n n /[ (n )² + (n )² ]^1/2

n = 1,839,21 /[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 ред} = 2705,60,97 = 1466,64 Нм 1500 Нм

d= (T₂ 10³ /0,2[])^1/3 = (150010³ /0,220)^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 = 2150010³ /71 = 40000 Н

Осевое усилие

F_a = F_t tg = 40000 tg10,23 = 7219 Н

Радиальная нагрузка

F_r = F_t tg / cos = 40000tg20/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 = 0,514794 + 7219/2164 = 7419 Н

R^b _B = 0,514794 – 7219/2164 = 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 = 7419164/21000 = 608,4 Нм

М = 7375164/21000 = 604,8 Нм

R^Г _А = R^Г _В = 0,5F_t

М₂ = F_t L/4

R^Г _А = R^Г _В = 0,5 40000 = 20000 H

М₂ = 40000164/41000 = 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 = 1430,9115/1000 = 164,6 Н

Найдем общий момент:

M_ОБЩ = [(M₁ )² + (M₂ )² ]^1/2 + 0,5Мм

M_ОБЩ = [(608,4)² + (1640)² ]^1/2 + 0,5164,6 = 1831,5 Н

Проверочный расчет ведомого вала .

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ₁ = 270 НВ _в = 900н/мм² , _г =750 н/мм²

Колесо НВ₂ = 240 НВ _в = 780н/мм² , _г =540 н/мм²

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

n = _-1 /(K _{p a} + _m ),

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

_a – амплитуда номинальных напряжений изгиба, _a М_ОБЩ /0,1d_п ³ = 1831,5/0,180³ =

= 35 МПа

_m – среднее значение номинального напряжения, _m = 0.

K _p – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,0

Тогда:

n = 410/(3,0 35,77) = 3,82

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

n = _-1 /(K _{p a} + _m ),

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

_a – амплитуда номинальных напряжений кручения,

_m – среднее значение номинальных напряжений, _a = _m = 1/2 = 10,1

K _p – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,3

= 0,1

Тогда:

n = 240/(2,310,1 + 0,1 10,1) = 9,9

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = n n /[ (n )² + (n )² ]^1/2

n = 3,829,9 /[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 = 1771/4810³ = 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 = (XVF_R + YF_A ) K 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 – коэффициент безопасности. K = 1,3

K_T – температурный коэффициент. K_T = 1.

F_экв = (0,56 1,99 4920,3 + 1,99 1771) 1,31 =11709,7 Н

Определяем базовый расчет ресурса подшипника L_H :

L_H = 10⁶ [C_r / F_экв ]³ /60n₁

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

L_H = 10⁶ [92300/ 11709,7]³ /60505 = 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 = 7219/45,410³ = 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 = (XVF_R + YF_A ) K 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 – коэффициент безопасности. K = 1,3

K_T – температурный коэффициент. K_T = 1.

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

Определяем базовый расчет ресурса подшипника L_H :

L_H = 10⁶ [C_r / F_экв ]³ /60n₁

n₂ = n₁ /U_ред = 505/5,6= 90 об/мин

L_H = 10⁶ [57000/ 26402]³ /6090 = 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:

_см = 2Т₁ /(h– t₁ )dL_ш [_см ] = 100 МПа

_см = 227010³ /(10 – 6)5060 = 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:

_см = 2Т₁ /(h– t₁ )dL_ш [_см ] = 100 МПа

_см = 2150010³ /(14 – 9)8770 = 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:

_см = 2Т₁ /(h– t₁ )dL_ш [_см ] = 100 МПа

_см = 2150010³ /(12 – 7,5)71100 = 93,8 МПа 100 МПа

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

Результирующая таблица выбранных шпонок:

Шпонка	b	h	L	t 1	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.

Скачать архив с текстом документа