Реферат: 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 Рдв = 15кВт;
Число оборотов в минуту nдв = 1460 об/мин;
Тип ременной передачи – клиноременная,
Редуктор – цилиндрический косозубый;
Передаточное число ременной передачи Uрем = 2,8;
Передаточное число редуктора Uред = 5,6;
КПД редуктора ηред = 0,97;
КПД муфты ηмуф = 0,97;
КПД ременной передачи ηрем.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
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 D1nдв/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 ременной передачи:
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 стандартной длине:
а = (2L— π (D1+D2) + [(2L— π (D1+D2))2– 8(D2— D1)2]1/2)/8
--PAGE_BREAK--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:
Lр/ L= 2000/2240 = 0,89 èCL= 0,98
Коэффициент режима работы при двусменном режиме работы:
Среж= 1,38
Мощность, передаваемая при стандартных условиях ремнем Б, длиной
L= 2240 мм P= 2,90 кВт.
Допустимая нагрузка на ремень:
Рдопуст= РСα СL/ Среж
Рдопуст= 2,90∙ 0,92∙0,98/1,38 = 1,9 кВт
Определение числа ремней:
Z= Рдв/РдопускСz,
гдеСz= 0,9
Z= 15/1,9 ∙0,9 = 8,7.
БеремZ= 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∙106 циклов
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
продолжение--PAGE_BREAK--
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 зубчатой передачи:
аw= Ка (Uред+ 1) [Т1Кнβ/ψваUредσНР2]1/3
Ка = 430 – коэффициент межцентрового расстояния
Т1= 270 Н∙м
ψва= ψвd∙2/(Uред+ 1) – коэффициент отношения ширины зуба к межцентровому расстоянию.
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, предварительно задав 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 модуля зацепления, 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:
продолжение--PAGE_BREAK--
Cosβ= (Z1+Z2)mn/ 2 аw
Cosβ= 138∙4,5 / 2∙315= 0,9857
Считаем:
d1= mnZ1/ cosβ
d2= mnZ2/ 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= ψвааw
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 = mnZ1/ cosβ
d2 = mnZ2/ 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= ψвааw
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
продолжение--PAGE_BREAK--
df2= 537 – 2,5∙ 4 = 527 мм
5.Расчет валов:
5.1 Быстроходный 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 из стандартного 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
Проведем подборку длин составляющих вала:
L= (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 зубчатой пары: (Расчет вала на прочность)
Окружная сила
Ft= 2T1∙103/d1
Ft= 2∙270∙103/55 = 9818 Н
Осевое усилие
Fa= Ft∙ tgβ
Fa= 9818 ∙ tg10,23 = 1771 Н
Радиальная нагрузка
Fr= Ft∙ tgα/ 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
продолжение--PAGE_BREAK--
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 общий момент:
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 для нормальных напряжений:
nσ = σ-1/(Kσp∙ σa+ ψσ∙σm),
где σ-1– предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ-1= 410 МПа
σa– амплитуда номинальных напряжений изгиба, σa≈ МОБЩ/0,1dп3= 64,1 МПа
σm– среднее значение номинального напряжения, σm= 0.
Kσp– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,5
Тогда:
nσ = 410/(3,5∙ 64,1) = 1,83
Коэффициент запаса для касательных напряжений:
nτ = τ-1/(Kτp∙ τa+ ψτ∙τm),
где τ-1– предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ-1= 240 МПа
τa– амплитуда номинальных напряжений кручения,
τm– среднее значение номинальных напряжений, τa= τm= 1/2∙τ= 10,1
продолжение--PAGE_BREAK--
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 коэффициент запаса 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 соблюдения условия 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 из стандартного 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
Проведем подборку длин составляющих вала:
L= (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∙ tgβ= 40000 ∙ tg10,23 = 7219 Н
Радиальная нагрузка
Fr= Ft∙ tgα/ cosβ= 40000∙tg20/cos10,23 = 14794 Н
Построение эпюр:
/>/>/>/>/>/>/>/>
/> /> />
/>/>/>
/>/>/>/>/>/>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
продолжение--PAGE_BREAK--
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 для нормальных напряжений:
nσ = σ-1/(Kσp∙ σa+ ψσ∙σm),
где σ-1– предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ-1= 410 МПа
σa– амплитуда номинальных напряжений изгиба, σa≈ МОБЩ/0,1dп3= 1831,5/0,1∙803=
= 35 МПа
σm– среднее значение номинального напряжения, σm= 0.
Kσp– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,0
Тогда:
nσ = 410/(3,0∙ 35,77) = 3,82
Коэффициент запаса для касательных напряжений:
nτ = τ-1/(Kτp∙ τa+ ψτ∙τm),
где τ-1– предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ-1= 240 МПа
τa– амплитуда номинальных напряжений кручения,
продолжение--PAGE_BREAK--
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 коэффициент запаса 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 соблюдения условия прочности:
nmin≥ [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:
Сr= 92,3кН;
Базовая статическая грузоподъемность:
Соr= 48 кН;
Время работы:
LH= 15000 ч.
Выбираем самую нагруженную 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, самая нагруженная опора А.
FA/ Соr= 1771/48∙103= 0,036 èe= 0,22;
Так как FA/ RA= 1771/4920,3 = 0,36 > e= 0,22 èX= 0,56; Y= 1,99
Произведем расчет нагрузки на подшипник:
Fэкв= (X∙V∙FR+ Y∙FA) ∙ Kδ∙KT, 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.
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 базовый расчет 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 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:
продолжение--PAGE_BREAK--
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 самую нагруженную 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, самая нагруженная опора А.
FA/ Соr= 7219/45,4∙103= 0,15 èe= 0,32;
Так как FA/ RA= 7219/21322 = 0,36 > e= 0,32 èX= 0,56; Y= 1,31
Произведем расчет нагрузки на подшипник:
Fэкв= (X∙V∙FR+ Y∙FA) ∙ Kδ∙KT, 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.
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 базовый расчет 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 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
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 <100 МПа
Проверяем прочность 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 <100 МПа
продолжение--PAGE_BREAK--
Проверяем прочность 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 <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.