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 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 η_>ред> = 0,97;

КПД муфты η_>муф> = 0,97;

КПД ременной передачи η_{>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 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

Т_>вед> = Т_>эд> = Р_>эд>∙10³ ∙30/π n_>дв>

Т_>вед> = 15∙10³∙30/π∙1460 =100 Н∙м

Выберем диаметр ведущего шкива.

Пусть D_>1> = 140 мм.

Рассчитаем скорость ремня:

υ = π D_>1> n_>дв> /60∙10³

υ = π∙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:

D_>2> = D_>1>∙ U_>рем> (1-ξ)

D_>2> = 140∙2,8 (1-0,01) = 388 мм

Выбираем ближайшее значение из нормального ряда чисел:

D_>2> = 400 мм

Рассчитываем фактическое передаточное число ременной передачи:

U_>факт> = D_>2> / D_>1>(1-ξ)

U_>факт> = 400/140(1-0,01) = 2,89

Рассчитываем межосевое расстояние:

Примем его равным D_>1>+D_>2> = 140+400 = 540 мм.

Длина ремня:

L_>р> = 2 а + π (D_>1>+D_>2> )/2 + (D_>2>- D_>1>)²/4 а

L_>р> = 2∙540 + π/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 - π (D_>1>+D_>2> ) + [(2L - π (D_>1>+D_>2> ))² – 8(D_>2>- D_>1>)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 = 540,24 мм=

= 540 мм

Определяем угол обхвата ремня:

α = 180 – (D_>1>-D_>2>) ∙ 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:

L_>р>/ L_>0> = 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

L_>0> = 2240 мм P_>0> = 2,90 кВт.

Допустимая нагрузка на ремень:

Р_{>допуст}> = Р_>0> Сα 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(α_>рем>/2)/ υ_>ремня> ∙ С_>α>∙С_>z> = 3635 Н,

где

Р_>дв> = 15 кВт

С_>реж> = 1,38

α_>рем> = 152,56˚

υ_>ремня> = 11 м/с

С_>α> = 0,95

С_>z> = 0,9

Проверочный расчет:

4. Расчет редуктора.

Сталь 40Х. Термообработка. Улучшенная.
Шестерня	НВ>1> = 270 НВ	σ>в> = 900н/мм2,	σ>г> =750 н/мм2
Колесо	НВ>2> = 240 НВ	σ>в> = 780н/мм2,	σ>г> =540 н/мм2

Выбираем сталь:

Определяем число оборотов валов:

Ведущий вал:

n_>1> = n_>дв>/U_>рем>

n_>1> = 1460/2,8 = 505 об/мин

Ведомый вал:

n_>2> = n_>1>/U_>ред>

n_>2> = 505/5,6 = 90 об/мин

Определяем базовое число циклов:

N_>НО1> = 30∙ НВ_>1>^2,4

N_>НО2> = 30∙ НВ_>2>^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:

σ_>н>_>limb>_>1 >= 2∙НВ_>1> + 70

σ_>н>_>limb>_>2 >= 2∙НВ_>2> + 70

σ_>н>_>limb>_>1 >= 2∙270 + 70 = 610 н/мм²

σ_>н>_>limb>_>2 >= 2∙240 + 70 = 550 н/мм²

Число циклов нагружения:

N_>НЕ1> = 60∙ n_>1>∙L_>1>

N_>НЕ2> = _>НЕ1>/ U_>ред>

N_>НЕ1> = 60∙ n_>1>∙L_>1> = 60∙505∙15000 = 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:

σ_>н>_>lim>_>1> = σ_>н>_>limb>_>1>∙ К_>HL>

σ_>н>_>lim>_>2> = σ_>н>_>limb>_>2>∙ К_>HL> ∙

σ_>н>_>lim>_>1> = 610∙1 = 610 н/мм²

σ_>н>_>lim>_>2> = 550∙1 = 550 н/мм²

Допускаемое напряжение:

σ_>НР1> = 0,9 ∙ σ_>н>_>lim>_>1>/ Sн

σ_>НР2> = 0,9 ∙ σ_>н>_>lim>_>2>/ Sн

σ_>НР> = 0,45 (σ_>НР1 >+ σ_>НР2>)

σ_>НР>_>min> = σ_>НР2>

σ_>НР1> = 0,9∙610/1,1 = 499,1 ≈ 500 Н∙м

σ_>НР2> = 0,9∙550/1,1 = 450 Н∙м

σ_>НР> = 0,45 (500_> >+ 450) = 225,45 Н∙м

σ_>НР>_>min> = σ_>НР2> = 450 Н∙м

Рассчитываем межцентровое расстояние зубчатой передачи:

а_>w> = Ка (U_>ред> + 1) [Т_>1> К_>нβ>/ψ_>ва>U_>ред> σ_>НР>²]^1/3

Ка = 430 – коэффициент межцентрового расстояния

Т_>1> = 270 Н∙м

ψ_>ва> = ψ_>в>_>d> ∙2/(U_>ред> + 1) – коэффициент отношения ширины зуба к межцентровому расстоянию.

ψ_>в>_>d> = 1 К_>нβ> = 1,05 – коэффициент отношения ширины зуба к диаметру.

Тогда, следовательно,

ψ_>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>_> >= (Z_>1>+Z_>2>)m_>n>/2 cosβ

Примем β = 10°

Определяем модуль зацепления

m_>n>= 2 а_>w>_> >cosβ/Z_>1> (1+U_>ред>)

Определяем числа и угол наклона зубьев, предварительно задав угол наклона

Примем β = 10°

Возьмем Z_>1> = 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

(Z_>1>+Z_>2>) = 2 а_>w>_> >cosβ/ m_>n>_> >

(Z_>1>+Z_>2>) = 2 315_> >cos10/ 4,5_> >= 138 зубьев

Тогда:

Z_>1> = (Z_>1>+Z_>2>)/ (1+U_>ред>)

Z_>2> = (Z_>1>+Z_>2>) - Z_>1>

Z_>1> = 138/ (1+5,6) = 21

Z_>2> = 138 – 21 = 117 зубьев.

Найдем фактическое передаточное число редуктора:

U_{>ред. факт}> = Z_>2>/ Z_>1> = 117/21 = 5,57

U_{>ред. факт}> = 117/21 = 5,57

Найдем косинус угла наклона зубьев:

Cosβ = (Z_>1>+Z_>2>)m_>n> / 2 а_>w>

Cosβ = 138∙4,5 / 2∙315= 0,9857

Считаем:

d_>1> = m_>n> Z_>1>/ cosβ

d_>2> = m_>n> Z_>2>/ cosβ

d_>1> = 4,5∙21/ 0,9857 = 95,87 мм

d_>2> = 4,5∙117/ 0,9857 = 534,13 мм

Проверка:

d_>1> + d_>2> = 95,87+534,13 = 630 мм = 2 а_>w> . Верно.

Тогда ширина колес:

b_>2> = ψ_>ва> а_>w>

b_>1> = b_>2> + (2..4) m_>n>

b_>2> = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм

b_>1> = 95 + 2 ∙ 4,5 = 104 мм

Проверка:

b_>2> ∙ sinβ≥4m_>n>

95 ∙ sinβ≥4∙4,5

16,800≥18

Неверно. Следовательно, нужно изменить m_>n> или угол β.

Возьмем m_>n>=4,0 мм

Найдем суммарное число зубьев:

(Z_>1>+Z_>2>) = 2 а_>w>_> >cosβ/ m_>n>_> >

(Z_>1>+Z_>2>) = 2 315_> >cos10/ 4,0_> >= 155 зубьев

Тогда:

Z_>1> = (Z_>1>+Z_>2>)/ (1+U_>ред>)

Z_>2> = (Z_>1>+Z_>2>) - Z_>1>

Z_>1> = 155/ (1+5,6) = 23 зуба

Z_>2> = 155-23 = 132 зуба

Найдем фактическое передаточное число редуктора:

U_{>ред. факт}> = Z_>2>/ Z_>1>

U_{>ред. факт}> =132/23 = 5,74

Найдем косинус угла наклона зубьев:

Cosβ = (Z_>1>+Z_>2>)m_>n> / 2 а_>w>

Cosβ = 155∙4,0/ 2∙315= 0,9841;

Тогда:

β = 10,23˚

Считаем:

d_>1> = m_>n> Z_>1>/ cosβ

d_>2> = m_>n> Z_>2>/ cosβ

d_>1> = 4,0∙23/ 0,9841= 93,48 мм

d_>2> = 4,0∙132/0,9841= 536,52 мм

Проверка: d_>1> + d_>2> = 93,48+536,52 = 630 мм = 2 а_>w> . Верно.

Тогда ширина колес:

b_>2> = ψ_>ва> а_>w>

b_>1> = b_>2> + (2..4) m_>n>

b_>2> = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм

b_>1> = 95 + 2∙4,0 = 103 мм ≈ 100 мм

Проверка:

b_>2> ∙ sinβ≥4m_>n>

95∙sinβ≥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_>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:

Т_>1> = Т_>дв>∙ U_>факт>∙ η_{>рем.пер}>

Т_>1> = 100∙2,89∙0,94 = 271,66 Н м ≈ 270 Н∙м

Проведем подборку диаметров составляющих вала:

d = (T_>1>∙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

d_>1 >= d_>1>+ (4..5) мм = 55 мм

d_>п >≥ d_>2>+ (4..5) мм = 60 мм

d_>2 >= d_>п>+ 5 мм = 65 мм

d_>4 >= d_>3>+ (6..10) мм = 75 мм

Проведем подборку длин составляющих вала:

L_>0> = (1,6..2) d = 100 мм

L_>1> = 20..25 мм = 25 мм

L_>п> ≈ 0,5 d_>п> = 30 мм

L_>2> = 10..12 мм = 12 мм

L_>3> = b_>2> = 95 мм

L_>4> = L_>2> = 12 мм

L_>5> = L_>1> = 25 мм

Тогда:

L = 149 мм

а = 90 мм

Расчет зубчатой пары: (Расчет вала на прочность)

Окружная сила

F_>t> = 2T_>1>∙10³/d_>1>

F_>t>_> >= 2∙270∙10³/55 = 9818 Н

Осевое усилие

F_>a> = F_>t> ∙ tg β

F_>a> = 9818 ∙ tg 10,23 = 1771 Н

Радиальная нагрузка

F_>r> = F_>t> ∙ tg α / cosβ

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>∙d_>1>/2L

R^b_>B> = 0,5∙ F_>r> - F_>a>∙d_>1>/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.

М_>1> = R^b_>A>∙ L/2

М = R^b_>B> ∙ L/2

М_>1> = 333,44∙149/2∙1000 = 24,84 Н∙м

М = 321,56∙149/2∙1000 = 23,96 Н∙м

М_>1> = 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>

М_>2> = F_>t>∙ L/4

R^Г_>А> = R^Г_>В> = 0,5∙ 9818 = 4909 H

М_>2> = 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> = [(M_>1>)² + (M_>2>)²]^1/2

M_>ОБЩ> = [(24,84)² + (365,72)²]^1/2 = 366,56 Н∙м

Проверочный расчет ведущего вала.

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ_>1> = 270 НВ σ_>в> = 900н/мм², σ_>г> =750 н/мм²

Колесо НВ_>2> = 240 НВ σ_>в> = 780н/мм², σ_>г> =540 н/мм²

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

n_>σ> = σ_>-1>/(K_>σ>_>p>∙ σ_>a> + ψ_>σ>∙ σ_>m>),

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

σ_>a> – амплитуда номинальных напряжений изгиба, σ_>a> ≈ М_>ОБЩ>/0,1d_>п>³ = 64,1 МПа

σ_>m> – среднее значение номинального напряжения, σ_>m> = 0.

K_>σ>_>p> – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,5

Тогда:

n_>σ> = 410/(3,5∙ 64,1) = 1,83

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

n_>τ> = τ_>-1>/(K_>τ>_>p>∙ τ_>a> + ψ_>τ>∙ τ_>m>),

где τ_{> -1­}> – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ_{> -1­}> = 240 МПа

τ_>a> – амплитуда номинальных напряжений кручения,

τ_>m> – среднее значение номинальных напряжений, τ_>a> = τ_>m> = 1/2∙τ = 10,1

K_>τ>_>p> – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,5

ψ_>τ> = 0,1

Тогда:

n_>τ> = 240/(2,5∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,21

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = n_>σ> ∙ n_>τ> /[ (n_>σ>)² + (n_>τ>)²]^1/2

n = 1,83∙9,21 /[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:

T_>2> = T_>1>∙U_>ред>∙η_>ред> = 270∙5,6∙0,97 = 1466,64 Н∙м ≈ 1500 Н∙м

d = (T_>2>∙10³/0,2[τ])^1/3 = (1500∙10³/0,2∙20)^1/3 = 72,1 мм.

Выбираем из стандартного ряда чисел:

d = 71 мм

d_>1 >= d_>1>+ (4..5) мм = 75 мм

d_>п >≥ d_>2>+ (4..5) мм = 80 мм

d_>2 >= d_>п>+ 5 мм = 85 мм

d_>3 >= d_>2>+ 2 мм = 87 мм

d_>4 >= d_>3>+ (6..10) мм = 95 мм

Проведем подборку длин составляющих вала:

L_>0> = (1,6..2) d = 142 мм

L_>1> = 20..25 мм = 25 мм

L_>п> ≈ 0,5 d_>п> = 40 мм

L_>2> = 10..12 мм = 12 мм

L_>3> = b_>1> = 100 мм

L_>4> = L_>2> = 12 мм

Тогда:

L = 164 мм

а = 115 мм

Окружная сила

F_>t> = 2T_>2>∙10³/d_>1> = 2∙1500∙10³/71 = 40000 Н

Осевое усилие

F_>a> = F_>t> ∙ tg β = 40000 ∙ tg 10,23 = 7219 Н

Радиальная нагрузка

F_>r> = F_>t> ∙ tg α / cosβ = 40000∙tg20/cos10,23 = 14794 Н

Построение эпюр:

l

R^b_>A> = 0,5∙ F_>r> + F_>a>∙d_>1>/2L

R^b_>B> = 0,5∙ F_>r> - F_>a>∙d_>1>/2L

R^b_>A> = 0,5∙14794 + 7219/2∙164 = 7419 Н

R^b_>B> = 0,5∙14794 – 7219/2∙164 = 7375 Н

Проверка: R^b_>A> + R^b_>B> - F_>r> = 0

7419+7375 - 14794 = 0 Верно.

М_>1> = R^b_>A>∙ L/2

М = R^b_>B> ∙ L/2

М_>1> = 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>

М_>2> = F_>t>∙ L/4

R^Г_>А> = R^Г_>В> = 0,5∙ 40000 = 20000 H

М_>2> = 40000∙164/4∙1000 = 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 (T_>2>)^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> = [(M_>1>)² + (M_>2>)²]^1/2 + 0,5∙Мм

M_>ОБЩ> = [(608,4)² + (1640)²]^1/2 + 0,5∙164,6 = 1831,5 Н

Проверочный расчет ведомого вала.

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ_>1> = 270 НВ σ_>в> = 900н/мм², σ_>г> =750 н/мм²

Колесо НВ_>2> = 240 НВ σ_>в> = 780н/мм², σ_>г> =540 н/мм²

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

n_>σ> = σ_>-1>/(K_>σ>_>p>∙ σ_>a> + ψ_>σ>∙ σ_>m>),

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

σ_>a> – амплитуда номинальных напряжений изгиба, σ_>a> ≈ М_>ОБЩ>/0,1d_>п>³ = 1831,5/0,1∙80³ =

= 35 МПа

σ_>m> – среднее значение номинального напряжения, σ_>m> = 0.

K_>σ>_>p> – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,0

Тогда:

n_>σ> = 410/(3,0∙ 35,77) = 3,82

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

n_>τ> = τ_>-1>/(K_>τ>_>p>∙ τ_>a> + ψ_>τ>∙ τ_>m>),

где τ_{> -1­}> – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ_{> -1­}> = 240 МПа

τ_>a> – амплитуда номинальных напряжений кручения,

τ_>m> – среднее значение номинальных напряжений, τ_>a> = τ_>m> = 1/2∙τ = 10,1

K_>τ>_>p> – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,3

ψ_>τ> = 0,1

Тогда:

n_>τ> = 240/(2,3∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,9

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = n_>σ> ∙ n_>τ> /[ (n_>σ>)² + (n_>τ>)²]^1/2

n = 3,82∙9,9 /[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> = 1771/48∙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_>δ>∙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_>δ> – коэффициент безопасности. K_>δ> = 1,3

K_>T> – температурный коэффициент. K_>T> = 1.

F_>экв> = (0,56 ∙1,99 ∙ 4920,3 + 1,99 ∙ 1771) ∙1,3∙1 =11709,7 Н

Определяем базовый расчет ресурса подшипника L_>H>:

L_>H> = 10⁶∙[C_>r>/ F_>экв>]³/60∙n_>1>

n_>1> = n_>дв>/U_>рем> = 1460/2,8 = 505 об/мин

L_>H> = 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:

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> = 7219/45,4∙10³ = 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> = (X∙V∙F_>R> + Y∙F_>A>) ∙ K_>δ>∙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_>δ> – коэффициент безопасности. K_>δ> = 1,3

K_>T> – температурный коэффициент. K_>T> = 1.

F_>экв> = (0,56 ∙1,31 ∙ 14794 + 1,31 ∙7219) ∙1,3∙1 =26402 Н

Определяем базовый расчет ресурса подшипника L_>H>:

L_>H> = 10⁶∙[C_>r>/ F_>экв>]³/60∙n_>1>

n_>2> = n_>1>/U_>ред> = 505/5,6= 90 об/мин

L_>H> = 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

L_>ш> = 45..180 мм.- рабочая длина

h = 10 мм – высота шпонки

t_>1> = 6 мм – глубина погружения в вал

t_>2> = 4,5 мм – высота выпирания шпонки.

Возьмем L_>ш> = 60 мм

Проверим шпонку на смятие:

σ_>см> = 2∙Т_>1>/(h – t_>1>)∙d∙L_>ш> ≤ [σ_>см>] = 100 МПа

σ_>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

t_>1> = 9 мм – глубина погружения в вал

t_>2> = 5,4 мм – высота выпирания шпонки.

Возьмем L_>ш> = 70 мм

Проверим шпонку на смятие:

σ_>см> = 2∙Т_>1>/(h – t_>1>)∙d∙L_>ш> ≤ [σ_>см>] = 100 МПа

σ_>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

t_>1> = 7,5 мм – глубина погружения в вал

t_>2> = 4,9 мм – высота выпирания шпонки.

Возьмем L_>ш> = 100 мм

Проверим шпонку на смятие:

σ_>см> = 2∙Т_>1>/(h – t_>1>)∙d∙L_>ш> ≤ [σ_>см>] = 100 МПа

σ_>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:

Шпонка	b	h	L	t>1>	t>2>
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.