Расчет редуктора

СОДЕРЖАНИЕ

1. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Выбор мощности двигателя

2.2 Выбор передаточных отношений привода

2.3 Определение чисел оборотов валов

2.4 Определение вращающих моментов

2.5 Срок службы приводного устройства

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

3.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

3.3 Проектный расчет закрытой передачи

3.4 Проверочный расчет закрытой передачи

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

4.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

4.2 Проектный расчет открытой передачи

4.3 Проверочный расчет открытой передачи

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

5.1 Выбор материала валов

5.2 Вал-шестерня

5.3 Вал колеса

5.4 Подбор подшипников

6. ПОДБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ

7.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

7.2 Консольные сила цилиндрической передачи

8. РАСЧЕТ ВАЛОВ

8.1 Расчетная схема быстроходного вала

8.2 Расчетная схема тихоходного вала

9. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

9.1 Схема нагружения подшипников

9.2 Расчет по динамической грузоподъемности

10. РАСЧЕТ ШПОНОК

11. СМАЗЫВАНИЕ

12. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Выбор мощности двигателя

Мощность на выходе привода: P_выхода=F∙v=3.4∙0.60=2.04 кВт

КПД привода:

=_оп∙_зп∙ _муфты∙³_{подшип.}=0.94∙0.96∙0.98∙0.99³=0.85

_оп=0.94

_зп=0.96

_муфты=0.98

_{подшип.}=0.99

Требуемая мощность двигателя:

P_{двиг. треб}=P_выхода/=2.04/0.85=2.4 кВт

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью P_ном=3 кВт применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

2.2 Выбор передаточных отношений привода.

Частота вращения конвейра (выхода)

n_выхода=v∙60∙1000/(z∙p)=0.6∙60∙1000/(9∙80)=48.75 об/мин

Находим передаточное число привода u для каждого варианта:

u=n_ном/n_выхода=n_ном/48.75

Производим разбивку передаточного числа привода u, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным u_зп=4.

u_{рем.пер}=u/u_{черв.пер.}

Анализ таблицы:

а) первый вариант (u=58.37; n_ном=2840 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством конического редуктора и цепной передачи из-за большого передаточного числа u всего привода

б) четвертый вариант (u=14.35; n_ном=700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения.

в) в третьем варианте (u=29.43; n_ном=1435 об/мин) получилось передаточное число открытой передачи больше допускаемого.

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй: u=19.59; n_ном=955 об/мин. Здесь передаточное число открытой передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.

2.3 Определение чисел оборотов валов

Ввал двигателя n_{номинал}=955 об/мин

быстроходный вал редуктора n_бв=n_{номинал}=955 об/мин

тихоходный вал редуктора n_тв=n_бв/u_зп=955/4=238.75 об/мин

вал привода n_{привода}=n_выхода=n_тв/u_оп=238.75/4.9=48.72 об/мин

2.4 Определение вращающих моментов

T_двиг=P_ДВ∙10³/ω_ном=3∙10³/100=30 Н∙м

T_бв=Т_двиг∙h_м∙h_пк=30∙0.98∙0.99=29.1 Н∙м

T_тв=Т_бв∙u_зп∙h_зп∙h_пк=29.1∙4∙0.96∙0.99=110.6 Н∙м

Т_вых= Т_тв∙u_оп∙h_оп∙h_пк=110.6∙4.9∙0.94∙0.99=504.32 Н∙м

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112MA6Y3 (Р_ном=3кВт, n_ном=955 об/мин); передаточные числа: привода u=19.59, редуктора u_зп=4, открытой передачи u_оп=4.9.

2.5 Срок службы приводного устройства

L_h=365∙L_r∙t_c∙L_c=365∙5∙8∙1=14600 ч

L_r – срок службы привода, лет –5 лет

t_c – продолжительность смены – 8 часов

L_c – число смен – 1 смена

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

3.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

Выбираем материал:

а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σ_В=890 Н/мм²; σ_Т=650 Н/мм²

σ_-1=380 Н/мм² ; термообработка улучшение; HB_ср=285,5

б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σ_В=790 Н/мм²; σ_Т=640 Н/мм²

σ_-1=375 Н/мм² термообработка нормализация; HB_ср=248,5

Допускаемые контактные напряжения

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N₁=573ωL_h=573∙100∙14600=8.36∙10⁹

N_H01 из таблицы 3.3 [1] N_H01=19∙10⁶

Т.к. N_H01 меньше N₁ то принимаем K_HL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N₂=573ωL_h=573∙25∙14600=2.09∙10⁸

N_H02 из таблицы 3.3 [1] N_H02=16.5∙10⁶

Т.к. N_H02 меньше N₂ то принимаем K_HL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]_H01=1.8HB_ср+67=1.8∙285.5+67=580.9

б) колесо [σ]_H02=1.8HB_ср+67=1.8∙248.5+67=514.4

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]_H1=K_HL1[[σ]_H01=580.9

б) колесо [σ]_H2=K_HL2[[σ]_H02=514.4

выбираем [σ]_H=[σ]_H2=514.4 Н/мм²

Допускаемые напряжения изгиба

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N₁=573ωL_h=573∙100∙14600=8.36∙10⁹

N_F0=4∙10⁶

Т.к. N_F0 меньше N₁ то принимаем K_FL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N₂=573ωL_h=573∙25∙14600=2.09∙10⁸

N_F0=4∙10⁶

Т.к. N_F0 меньше N₂ то принимаем K_FL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]_F01=1.03HB_ср=1.03∙285.5=294.065

б) колесо [σ]_F02=1.03HB_ср=1.03∙248.5=255.955

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]_F1=K_FL1[[σ]_F01=294.065

б) колесо [σ]_F2=K_FL2[[σ]_F02=255.955

выбираем [σ]_F=[σ]_F2=255.955 Н/мм²

3.3 Проектный расчет закрытой передачи

Внешний делительный диаметр

Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] d_e2=160.

Углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂.

Внешнее конусное расстояние

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса

b=ψ_RR_e=0.285∙82.46=23.5 мм

Округляем до стандартного b=25 мм

Внешний окружной модуль

Число зубьев колеса z₂ и шестерни z₁

Фактическое передаточное число

Действительные углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂.

Коэффициент смещения инструмента

x_n1=0.38

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр d_e1=z₁m_te=26∙1.51=39.26 мм

диаметр вершин зубьев:

d_ae1=d_e1+1.64(1+x_n)m_tecos₁=39.26+1.64∙(1+0.38)∙1.51∙0.97=42.57 мм

диаметр впадин зубьев:

d_fe1=d_e1-1.64(1.2-x_n)m_tecos₁=39.26-1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.97=37.3 мм

Основные размеры венца колеса

делительный диаметр d_e2=z₂m_te=106∙1.51=160.06 мм

диаметр вершин зубьев:

d_ae2=d_e2+1.64(1-x_n)m_tecos₂=160.05+1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.23=160.51 мм

диаметр впадин зубьев:

d_fe2=d_e2-1.64(1.2+x_n)m_tecos₂=160.05-1.64∙(1.2+0.38)∙1.51∙0.23=159.15 мм

Средний делительный диаметр

d₁»0.857d_e1=0.857∙39.26=33.64 мм

d₂»0.857d_e2=0.857∙160.06=137.17 мм

3.4 Проверочный расчет закрытой передачи.

Контактные напряжения

F_t=2∙T_тв∙10³/d₂=2∙110.6∙10³/137.17=1612.6 Н

K_Hα=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Hv=1.02 – коэффициент динамической нагрузки

Напряжение изгиба зубьев колеса_F

а) колесо

Н/мм²

Y_F2=3.62 - коэффициент формы зуба колеса

Y_β=1– коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Fβ=1.1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

K_Fv=1.05 – коэффициент динамической нагрузки

б) шестерня

Y_F1=3.47 - коэффициент формы зуба колеса

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

4.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

Выбираем материал

а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σ_В=890 Н/мм²; σ_Т=650 Н/мм²

σ_-1=380 Н/мм²; термообработка улучшение; HB_ср=285,5

б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σ_В=790 Н/мм²; σ_Т=640 Н/мм²

σ_-1=375 Н/мм² термообработка нормализация; HB_ср=248,5

Допускаемые контактные напряжения

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N₁=573ωL_h=573∙25∙14600=2.09∙10⁸

N_H01 из таблицы 3.3 [1] N_H01=19∙10⁶

Т.к. N_H01 меньше N₁ то принимаем K_HL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N₂=573ωL_h=573∙5.1∙14600=4.2∙10⁷

N_H02 из таблицы 3.3 [1] N_H02=16.5∙10⁶

Т.к. N_H02 меньше N₂ то принимаем K_HL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]_H01=1.8HB_ср+67=1.8∙285.5+67=580.9

б) колесо [σ]_H02=1.8HB_ср+67=1.8∙248.5+67=514.4

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]_H1=K_HL1[[σ]_H01=580.9

б) колесо [σ]_H2=K_HL2[[σ]_H02=514.4

выбираем [σ]_H=[σ]_H2=514.4 Н/мм²

Допускаемые напряжения изгиба

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N₁=573ωL_h=573∙25∙14600=2.09∙10⁸

N_F0=4∙10⁶

Т.к. N_F0 меньше N₁ то принимаем K_FL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N₂=573ωL_h=573∙5.1∙14600=4.2∙10⁷

N_F0=4∙10⁶

Т.к. N_F0 меньше N₂ то принимаем K_FL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]_F01=1.03HB_ср=1.03∙285.5=294.065

б) колесо [σ]_F02=1.03HB_ср=1.03∙248.5=255.955

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]_F1=K_FL1[[σ]_F01=294.065

б) колесо [σ]_F2=K_FL2[[σ]_F02=255.955

выбираем [σ]_F=[σ]_F2=255.955 Н/мм²

4.2 Проектный расчет открытой передачи.

Межосевое расстояние

Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] a_w=205.

Делительный диаметр колеса

Ширина венца колеса

b₂=ψ_aa_w=0.3∙205=61.5 мм

Модуль зацепления

мм

принимаем m=2 мм

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

;

Фактическое межосевое расстояние

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a1=d₁+2m=70+2∙2=74 мм

диаметр впадин зубьев d_f1=d₁-2.4m=70-2.4∙2=65.2 мм

ширина венца b₁=b₂+4=63+4=67 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b₁=60 мм

Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a2=d₂+2m=340+2∙2=344 мм

диаметр впадин зубьев d_f2=d₂-2.4m=340-2.4∙1,5=335.2 мм

ширина венца b₂=ψ_aa_w=0.3∙205=61.5 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b₂=63 мм

4.3 Проверочный расчет открытой передачи.

Межосевое расстояние

a_w=(d₁+d₂)/2=(70+340)/2=205 мм

Контактные напряжения зубьев

Н/мм²

K=436 – вспомогательный коэффициент

F_t3=2∙T_вых∙10³/d₂=2∙504.32∙10³/340=2966.6 Н

K_Hα=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Hv=1.03 – коэффициент динамической нагрузки

Напряжение изгиба зубьев колеса _F

а) колесо

Н/мм²

Y_F2=3.63 - коэффициент формы зуба колеса

Y_β=1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Fβ=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

K_Fv=1.20 – коэффициент динамической нагрузки

б) шестерня

Y_F1=3.75 - коэффициент формы зуба колеса

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

двигатель муфта подшипник привод

5.1 Выбор материала валов

Для валов выбираем материал: Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 269..302 HB, допускаемые напряжения

σ_В=890 Н/мм²; σ_T=650 Н/мм² σ_-1=380 Н/мм²

для шестерни []_к=10 Н/мм²

для вала колеса []_к=20 Н/мм²

5.2 Вал-шестерня

1-я ступень под полумуфту

стандартный размер d₁=20 мм

l₁=1.8∙d₁=1.8∙20=36 мм

стандартный размер l₁=36 мм

фаска с=1 мм

радиус галтели r_г=2 мм

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием.

d₂=d₁+2t=20+2∙2=24 мм

при t=2

стандартный размер d₂=24 мм

l₂=0,6d₂=0.6∙24=14.4 мм

стандартный размер l₂=15 мм

3-я ступень под подшипник

d₃=d₂+2t=24+2∙2.5=30 мм

l₃ определяется графически

4-я ступень под шестерню

d₄=d₃+3.2r=30+3.2∙2=36,4 мм

при r=2

стандартный d₄=37 мм

l₃ определяется графически

5-я ступень под резьбу

по таблице 10.11 [1] выбираем

d₅=27 мм M27x1.5

l₅= определяется графически

5.3 Вал колеса

1-я ступень под элемент открытой передачи

стандартный размер d₁=30 мм

l₁=1.3∙d₁=1.3∙30=39 мм

стандартный размер l₁=40 мм

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d₂=d₁+2t=30+2∙2.5=35 мм

при t=2.5

стандартный размер d₂=35 мм

l₂=1.25d₂=1.25∙35=43.75 мм

стандартный размер l₂=45 мм

3-я ступень под колесо

d₃=d₂+3.2r=35+3.2∙2.5=43 мм

при r=2.5

стандартный d₃=45 мм

l₃= определяется графически

4-я ступень под подшипник

d₄=d₂=35 мм

l₄=T+c=24.5+2=26.5 мм

где T-ширина роликовых-конических однорядных подшипников Т=24.5 мм

стандартный размер l₄=26 мм

5-я ступень

d₅=d₃+3f=45+3∙1.6=49.8 мм

стандартный размер d₂=50 мм

l₅= определяется графически

5.4 Подбор подшипников

Для быстроходного вала шестерни выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7306 схема расположения врастяжку. (d=30; D=72; T=21; C_r=40 кН; C_0r=29.9 кН)

Для тихоходного вала колеса выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7507 схема расположения враспор. (d=35; D=72; Т=24.5; C_r=53 кН; C_0r=40 кН)

Предварительные размеры валов

6. ПОДБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ

T_р=T∙K=30∙2=60 Н∙м

К=2 – коэффициент режима нагрузки

Выбираем упругую муфту со звездочкой. (ГОСТ 21425-93). Диаметр отверстия 24 мм.

T=63 Н∙м

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал:

где с_∆r=800 Н/мм из таблицы 10.28 [1] (d=24 мм).

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ

7.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

Угол зацепления =20º.

а) Окружная сила на колесе

б) Окружная сила на шестерне

F_t1=F_t2=1612.6H

в) Радиальная сила на шестерне

_r=0.44cos₁-0.7sin₁=0.44cos13.79-0.7sin13.79=0.26

г) Осевая сила на колесе

д) Осевая сила на шестерне

_a=0.44sin₁+0.7cos₁=0.44sin13.79+0.7cos13.79=0.78

е) Радиальная сила на колесе

7.2 Консольные сила цилиндрической передачи

а) Окружная сила на колесе

б) Окружная сила на шестерне

F_t3=F_t4=2966.6 Н

в) Радиальная сила на колесе

г) Радиальная сила на шестерне

F_r3=F_r4=1067.976 Н

8. РАСЧЕТ ВАЛОВ

8.1 Расчетная схема быстроходного вала

Определение реакций в подшипниках

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

M_A=0; M_B=0; M_C=R_BY∙l_Б; M_D=R_BY∙(l_Б+l₁)+R_CY∙l₁; M_D=F_a1∙d₁/2

2. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

;;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

M_A=0; M_B=-F_M∙l_M; M_C=-F_M∙(l_M+l_Б)+R_BX∙l_Б; M_C=F_t1∙l_Б; M_D=0

3. Строим эпюру крутящих моментов

4. Суммарные радиальные реакции

5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

Проверка прочности валов

Сечение В

материал вала: Сталь 45 (σ_-1=380 Н/мм² τ_-1=220.4 Н/мм² ) d=30 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем

;

K_F – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Сечение С

материал вала: Сталь 45 (σ_-1=390 Н/мм² τ_-1=220.4 Н/мм² ) d=30 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ;

K_F – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Сечение D

материал вала: Сталь 45 (σ_-1=390 Н/мм² τ_-1=220.4 Н/мм² ) d=33.64 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] выбираем K_σ=1.7 K_τ=1.55

по таблице 11.3 [1] выбираем K_d=0.87 для (K_σ)_D; K_d=0.76 для (K_τ)_D

K_F – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

8.2 Расчетная схема тихоходного вала

Определение реакций в подшипниках

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;;

;;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

M_A=0; M_B=R_AY∙l₂; M_D=0; M_C=-F_r3∙l_ОП; M_B=F_r3∙(l_ОП+l_T)-R_CY∙l_T;

2. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

; ;

; ;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

M_A=0; M_B=R_AX∙l₂; M_D=0; M_C=-F_t3∙l_ОП; M_B=-F_t3∙(l_ОП+l_T)+R_Cx∙l_T;

3. Строим эпюру крутящих моментов

4. Суммарные радиальные реакции

5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

Проверка прочности валов

Сечение В

материал вала: Сталь 45 (σ_-1=390 Н/мм² τ_-1=220.4 Н/мм² ) d=45 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] по таблице 11.2 [1] выбираем K_σ=2 K_τ=1.9

по таблице 11.3 [1] выбираем K_d=0.84 для (K_σ)_D; K_d=0.72 для (K_τ)_D

K_F – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Сечение C

материал вала: Сталь (σ_-1=390 Н/мм² τ_-1=220.4 Н/мм² ) d=35 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ;

K_F – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

9. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

9.1 Схема нагружения подшипников

Быстроходный вал (подшипник 7306 d=30 D=72 C_r=40000Н e=0.34 Y=1.780)

Нагружение подшипников

F_a1-R_aВ+R_aА=0

R_aA=R_sA=R_A∙e∙0.83=708.34∙0.34∙0.83=200 Н

R_aB=F_a1+R_aA=1257.8+200=1457.8

R_sB=R_B∙e∙0.83=2155.6∙0.34∙0.83=608.3 Н

Тихоходный вал (подшипник 7507 d=35 D=72 C_r=53000Н e=0.346 Y=1.733)

R_aA

Нагружение подшипников

F_a2-R_aC+R_aА=0

R_aC=R_sC=R_C∙e∙0.83=4883.23∙0.346∙0.83=1402.36 Н

R_aА=-F_a2+R_aC=-419.4+1402.36=982.96 H

R_sA=R_A∙e∙0.83=3647.7∙0.346∙0.83=1047.54 Н

9.2 Расчет по динамической грузоподъемности

Быстроходный вал (подшипник 7306 d=30 D=72 C_r=40000Н Y=1.780)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.34

б) Осевые составляющие R_sA=200 R_sB=608.3

в) Осевые нагрузки подшипников R_aA=200 R_aB=1457.8

г) Отношения R_aA/VR_A=200/708.34=0.282<e

R_aB/VR_B=1457.8/2155.6=0.676>e

Для BR_EB=(XVR_B+YR_aB)K_бK_Т=(0.4∙1∙2155.6+1.78∙1457.8) ∙1.2∙1=4148.54

Для AR_EA=VR_AK_бK_Т=1∙708.34∙1.2∙1=850

К_б=1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Более нагруженный подшипник B

Подшипник подходит

Тихоходный вал (подшипник 7507 d=35 D=72 C_r=53000Н Y=1.733)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.346

б) Осевые составляющие R_sA=1047.54 R_sC=1402.36

в) Осевые нагрузки подшипников R_aA=982.96 R_aC=1402.36

г) Отношения R_aA/VR_A=982.96/3647.7=0.269<e

R_aC/VR_C=1402.36/4883.23=0.287<e

Для AR_EA=VR_AK_бK_Т=1∙3647.7∙1.2∙1=4377.24

Для CR_EC=VR_CK_бK_Т=1∙4883.23∙1.2∙1=5859.87

К_б=1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Более нагруженный подшипник C

Подшипник подходит

10.РАСЧЕТ ШПОНОК

10.1 Соединение колеса и вала

Шпонка 14x9x36 (ГОСТ 23360-78) d=45 мм

F_t=1612.6Н

l_р=l-b=36-14=22 мм

10.2 Соединение шестерни открытой передачи и вала

Шпонка 8x7x50 (ГОСТ 23360-78) d=30 мм

F_t=2966.4 Н

l_р=l-b=50-8=42 мм

10.3 Соединение полумуфты и вала

Шпонка 6x6x25 (ГОСТ 23360-78) d=20 мм

F_t=160 Н

l_р=l-b=25-6=19 мм

11. СМАЗЫВАНИЕ

Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием.

В редукторе будем использовать масло И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87 для s_Н>600Мпа и окружной скорости до 2 м/с табл. 10.29 [1].

Для контроля уровня масла применим трубчатый маслоуказатель, так как он удобен для обзора.

Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой М16´1,5.

Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закроем крышкой.

12. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград, 1999

2. Иванов М.Н. Детали машин. М.,1998