Привод червячной машины - Курсовая работа

В настоящем проекте необходимо подобрать электродвигатель и спроектировать двухступенчатый цилиндрический прямозубый редуктор, проверяя при этом конструктивное оформление зубчатых колес, валов и корпуса редуктора. червячный привод редуктор электродвигатель В задачу кинематического расчета привода входит определение мощностей на всех валах привода, КПД привода и частных КПД, угловых скоростей, вращающих моментов на всех валах и передаточного числа привода с его разбивкой, а также подбор по расчетной мощности типового электродвигателя. Из стандартного ряда чисел принимается передаточное число 1 цилиндрической передачи Uцил.1 = 3, передаточное число 2 цилиндрической передачи Uцил.2 = 3,97 Таблица 4, [2], тогда 2.1.6 Определение частоты вращения на всех валах привода об/мин, Частоту вращения быстроходного вала NII, об/мин, определяют по формуле Определяем угловую скорость вала электродвигателя , с-1, Определяем угловую скорость первого вала , с-1, по формуле В задачу расчета закрытой зубчатой передачи входит: выбрать материал для изготовления зубчатых колес и определить допускаемые контактные и изгибные напряжения [н] и [F], определить геометрические размеры передачи и провести проверочный расчет по контактным н и изгибным F напряжениям.

Целью настоящего проекта является расчет и конструирование механического привода червячной машины предназначенной для перемешивания полихлорида.

Привод служит для передачи вращающего момента от источника движения к рабочему органу машины и включает в себя двигатель, две закрытых зубчатых цилиндрических передач и две муфту.

В настоящем проекте необходимо подобрать электродвигатель и спроектировать двухступенчатый цилиндрический прямозубый редуктор, проверяя при этом конструктивное оформление зубчатых колес, валов и корпуса редуктора. червячный привод редуктор электродвигатель

1.

Назначение и область применения проектируемого редуктора

1.1 Описание привода

1.1.1 Электродвигатель

Выбран электродвигатель 4АМ100LA4У3 Асинхронный закрытый, обдуваемый. Горизонтальный, станина на лапах. Номинальная мощность, Рном = 4 КВТ и номинальная частота вращения вала, nном = 1430 мин-1. Число полюсов= 4.

1.1.2 Редуктор

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Служит для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Редуктор горизонтальный, двухступенчатый, цилиндрический, косозубый.

Передаточное число первой передачи, Uцил 1 = 3.97

Передаточное число второй передачи, Uцил 2 = 4

Передаточное число редуктора, Uцил = 11.91

Вращающий момент на выходном валу, ТІІІ = 351,48 Н ? м

Мощность на выходном валу РІІІ - 3,68 КВТ

Частота вращения выходного вала редуктора, NIII = 100 мин-1

Межосевое расстояние первой передачи, = 100 мм

Межосевое расстояние второй передачи, = 180 мм

Общие межосевое расстояние двух передач, = 280 мм

1.1.3 Муфта

Для постоянного соединения валов, а также для предохранения зубьев шестерни и колеса от перегрузок и повреждений применены две упругие втулочно-пальцевые муфты. Передаваемый первой муфтой крутящий момент Мтабл = 250 Н?м. Диаметры соединяемых концов dэл. двиг. = d 1вала редуктора = 32 мм. Передаваемый второй муфтой крутящий момент Мтабл = 250 Н ? м. Диаметры соединяемых концов d 3 валв. редуктора. = d вала смесителя = 36 мм.

Рисунок 1.1 - Двигатель типа 4АМ100LA4У3

Таблица 1.1 - Основные размеры двигателя типа 4АМ100LA4У3

Тип двигателя Габаритные размеры

L D4 H B1 LB L 2C 2c d d4 h

4АМ100LA4У3 362 235 263 192 63 60 112 160 24 12 100

2. Расчеты, подтверждающие работоспособность привода

2.1 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

2.1.1 Задачи кинематического расчета

В задачу кинематического расчета привода входит определение мощностей на всех валах привода, КПД привода и частных КПД, угловых скоростей, вращающих моментов на всех валах и передаточного числа привода с его разбивкой, а также подбор по расчетной мощности типового электродвигателя.

2.1.2 Данные для расчета

Рисунок 2.1 - Привод червячной машины, для переработки полихлорида: 1 - электродвигатель, 2,7 - муфты, 3 - шестерня 1 ступени, 4 - колесо 1 ступени, 5 - шестерня 2 ступени, 6 - колесо 2 ступени, 8 - червячная машина; III - тихоходный вал, II - промежуточный вал, I - быстроходный вал

Заданные мощность и число оборотов на выходе вала привода приведены в проектном задании.

2.1.3 Условия расчета

При подборе типового электродвигателя необходимо, чтобы мощность стандартного электродвигателя была равна или больше расчетной мощности

(КВТ), (1)

2.1.4 Определение номинальной мощности и выбор типового электродвигателя

Расчетная мощность электродвигателя определяется по формуле

(КВТ), (2) где ?общ. - КПД привода, , (3) где ?цил - КПД цилиндрической передачи 0,97 - 0,98;

?пп - КПД пар подшипников качения 0,99;

Принимаются значения для ?цил. = 0,98; ?пп. = 0,99; Таблица 2.2 [1]. ?муфты = 1.

КВТ.

По расчетной мощности выбираем типовой электродвигатель. Таблица 2, [1].

Двигатель 4АМ100LA4У3 у которого Рном = 4 КВТ и nном = 1430 мин-1.

2.1.5 Определение общего передаточного числа привода и его составляющих

Передаточное число привода определяется по формуле

, (4) где nэл.дв. - число оборотов вала типового электродвигателя, мин-1;

nвых. - число оборотов на выходном валу привода, мин-1.

Производим разбивку общего передаточного числа на составляющие по формуле

, (5) где Uцил.1 - передаточное число 1 цилиндрической передачи;

Uцил.2 - передаточное число 2 цилиндрической передачи. Из стандартного ряда чисел принимается передаточное число 1 цилиндрической передачи Uцил.1 = 3, передаточное число 2 цилиндрической передачи Uцил.2 = 3,97 Таблица 4, [2], тогда 2.1.6 Определение частоты вращения на всех валах привода об/мин, Частоту вращения быстроходного вала NII, об/мин, определяют по формуле

(6) об/мин

Частоту вращения тихоходного вала NIII, об/мин, определяют по формуле

(7) об/мин

2.1.7 Определение угловых скоростей на всех валах привода

Угловые скорости , с-1, на отдельных валах определяются по формуле

, (8)

Определяем угловую скорость вала электродвигателя , с-1, Определяем угловую скорость первого вала , с-1, по формуле

(9) с-1.

Определяем угловую скорость второго вала , с-1, по формуле

(10) с-1.

Определяем угловую скорость третьего вала , с-1, по формуле

(11) с-1.

2.1.8 Определение мощности на всех валах привода

Требуемая мощность электродвигателя Ртр., КВТ, КВТ

Мощность Р, КВТ первого вала

(12)

КВТ

Мощность Р, КВТ второго вала

(13)

КВТ

Мощность Р, КВТ третьего вала

(14)

КВТ

2.1.9 Определение вращающих моментов на всех валах привода

Определяем вращающий момент первого вала ТІ., Н?м, по формуле

(15)

Н?м

Вращающий момент ТІІ, Н?м, на втором валу

(16)

Н?м

Вращающий момент ТІІІ, Н?м, на третьем валу

(17)

Н?м

2.1.10 Сводная таблица всех кинематических параметров привода

Таблица 2.1 - Кинематические параметры привода

Номер вала n, об/мин , с-1Р, КВТТ, Н?м

I 1430 149,67 3,19 21,31

II 476,66 49,89 3,09 61,93

III 120,06 12,56 2,99 238,05

2.2 Расчет закрытой быстроходной зубчатой передачи (редуктора)

2.2.1 Задачи расчета

В задачу расчета закрытой зубчатой передачи входит: выбрать материал для изготовления зубчатых колес и определить допускаемые контактные и изгибные напряжения [ н] и [ F], определить геометрические размеры передачи и провести проверочный расчет по контактным н и изгибным F напряжениям.

2.2.2 Данные для расчета

Исходными данными для расчета являются данные таблицы 2.1.

2.2.3 Условия прочности закрытой зубчатой передачи

При проверке по контактным ., напряжениям допускается перегрузка до ( 5%), недогрузка до (-10%), величины которых определяются в дальнейших расчетах.

2.2.4 Выбор материалов и определение допускаемых контактных [ н] и изгибных [ F] напряжений

Косозубая передача

По таблице 7 [2], выбираем материал для шестерни и колеса

Сталь 40 хн, (ГОСТ 1050-88)

Термообработка: улучшение

Твердость шестерни, НВ1 = 280

Твердость колеса, НВ2 = 250

Таблица 2.2 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи Марка стали Вид термообработки Dпред НВ ?в ?т ?-1

Н/мм2

Шестерня Сталь 40 хн Улучшение 125 280 600 540 335

Колесо 250

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [?]н1 и колеса [?]н2 по формулам

[?]н1 = KHL1?[?]но1 /Sн (18)

[?]н2 = К HL2?[?]но2 /Sн (19) где KHL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.

[?]но - допускаемое контактное напряжение, Н/м, соответствующее пределу контактной выносливости. Таблица 6 [2].

[?]но = 2НВ 70 (20)

[?]но2 = 2 ? 250 70 = 570 Н/мм2.

[?]но1 = 2 ? 280 70 = 630 Н/мм2.

К дальнейшему расчету принимаем минимальное значение контактных напряжений [?]но5 = 570 Н/м

[?]но1 =1 ? 630/1,15 = 548 Н/мм2

[?]но2 =1 ? 570/1,15 =496 Н/мм2

[?]н =0,45 ([?]н1 [?]н2)

[?]н =0,45 (496 548) = 469,8 Н/мм2

Определяем допускаемые напряжения изгиба [?]F

[?]F = KFL ? [?]FO (21)

KFL = , (22) где NFO = 4 ? 106 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, с. 13 [2].

Так как N4 >NFO4 принимаем KFL1 = 1, и N2 >NFO5 принимаем KFO2 = 1

Допускаемое напряжение изгиба [?]FO определяем по формуле

[?]FO = 1,03 ? НВ (23)

[?]FO = 1,03 ? 280 = 284,4 Н/мм2

[?]F = 1 ? 284,4 = 284,4 Н/мм2

К дальнейшему расчету принимаем наименьшее предельное значение напряжения изгиба [?]FO = 257,5 Н/мм2

Косозубая тихоходная передача

По таблице 7 [2], выбираем материал для шестерни и колеса

Сталь 40х, (ГОСТ 1050-88)

Термообработка: улучшение

Твердость шестерни, НВ3 = 270

Твердость колеса, НВ4 = 240

Таблица 2.2 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи Марка стали Вид термообработки Dпред НВ ?в ?т ?-1

Н/мм2

Шестерня Сталь 40х Улучшение 125 270 600 540 335

Колесо 240

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [?]н1 и колеса [?]н2 по формулам

[?]н3 = KHL3?[?]но3 /Sн (24)

[?]н4 = К HL4?[?]но4 /Sн (25) где KHL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.

[?]но - допускаемое контактное напряжение, Н/м, соответствующее пределу контактной выносливости. Таблица 6 [2].

[?]но = 2НВ 70 (26)

[?]но3 = 2 ? 240 70 = 550 Н/мм2.

[?]но4 = 2 ? 270 70 = 610 Н/мм2.

К дальнейшему расчету принимаем минимальное значение контактных напряжений [?]но = 550 Н/м

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

[?]но3 =1 ? 550/1,15 = 495,65 Н/мм2

[?]но4 =1 ? 610/1,15 =530,43 Н/мм2

Расчет геометрических параметров закрытой зубчатой передачи выполняется. Наименьшее значение допускаемых напряжений: [GH] = [GH]3 = 495,65 Н/мм2.

Определяем допускаемые напряжения изгиба [?]F

[?]F = KFL ? [?]FO (27)

KFL = , (28) где NFO = 4 ? 106 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, с. 13 [2].

Так как N3 >NFO3 принимаем KFL3 = 1, и N4 >NFO4 принимаем KFO4 = 1

Допускаемое напряжение изгиба [?]FO определяем по формуле

[?]FO = 1,03 ? НВСР (29)

[?]FO = 1,03 ? 240 = 247,2 Н/мм2

[?]F = 1 ? 247,2 = 247,2 Н/мм2

К дальнейшему расчету принимаем наименьшее предельное значение напряжения изгиба [?]FO = 247,2 Н/мм2

2.2.5 Определение геометрических параметров закрытой зубчатой передачи

Определяем геометрических параметров быстроходной ступени ?w К?(U 1) Кн?, (30) где К?. - вспомогательный коэффициент;

??. - коэффициент ширины венца колеса;

u - передаточное число редуктора;

Т2 - вращающий момент на тихоходном валу;

[?]н. - допускаемое контактное напряжение колеса;

Кн?. - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Принимаем К? = 43 - для косозубых передач; ?? - 0,4; для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах, Кн? = 1 для прирабатывающихся зубьев. с. 61 [3]. ?w1 43 (3 1) = 50,48 мм.

Округляем в большую сторону до ближайшего значения по ГОСТ 6636 - 69. Таблица 11 [2]. ?w1 = 80 мм

- Определяем модуль зацепления mn = (0,01 - 0,02) ? ?w, (31) mn1 = (0,8.. 1,6) мм.

Полученное значение m округляем до стандартного, в соответствии с таблицей 12 [2]. mt1 = 1,5.

- Предварительно определяем минимальный угол наклона зубьев передачи

SINBMIN=4*mz/b2 (32) где b2 - ширина венца колеса b2=aw*?a (33) b2=80*0.4=32 мм

SINBMIN=4*1.5/32=0.187

Bmin=10.80

- Определяем фактический угол наклона зубьев ? зубчатых колес cos?min= (34)

COSBMIN=104*1,5/2*80=0,975

Принимаем угол ?min=13?

Определяем общее число зубьев z = (35) z = 2? 80 *0,982/ 1.5 = 104 зубьев

Определяем число зубьев шестерни и колеса z1=

Z1=104/(3 1)=26 z2 =Z - z1 =104-26= 78 зубьев (36)

Определяем фактическое передаточное число

Uф=Z1/Z2 (37)

Uф=73/25=3

Определяем отклонение значений передаточного числа от фактического

*100%

Определяем делительный диаметр шестерни d1, мм, по формуле dш= mt ? z/cos?, (38) d1ш = 1,5*26/0.975 = 40 мм. d2к = 1,5*78/0,975=120 мм

Определяем диаметр вершин шестерни da, мм, по формуле da = d 2mt, (39) da1ш = 40 2*1,5=43 мм da2к = 120 2*1,5=123 мм

Определяем диаметр впадин шестерни df, мм, по формуле df = d - 2.5mt, (40) df1ш = 40-2,5*1,5=36,25 мм df2к = 120-2,5*1,5=116,25 мм

Определяем ширину венца зубчатого колеса, мм, по формуле b2= aw*?a, (41)

b2ш= 80 *0.4 = 32 мм b1ш = 32 (2…6) (42) b1ш = 32 4=36 мм

Геометрические параметры тихоходной ступени редуктора

Определяем число зубьев колеса по формуле ?w К?(U 1) Кн?, (43)

Принимаем К? = 49,5 - для косозубых передач; ?? - 0,3; для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах, Кн? = 1 для прирабатывающихся зубьев. с. 61 [3]. ?w1 43 (4 1) =107,5 мм

Округляем в большую сторону до ближайшего значения по ГОСТ 6636 - 69. Таблица 11 [2]. ?w1 = 112 мм

- Определяем модуль зацепления mn = (0,01 - 0,02) ? ?w, (44) mn2 = 0,016 ? 112 = 2 мм.

Полученное значение m округляем до стандартного, в соответствии с таблицей 12 [2]. mt1 =2.

- Предварительно определяем минимальный угол наклона зубьев передачи

SINBMIN=4*mz/b4 (45) где b4 - ширина венца колеса b2=aw*?a (46) b4=112*0.4=44.8 мм

SINBMIN=4*1.5/32=0.178

Bmin=10.250

- Определяем фактический угол наклона зубьев ? зубчатых колес cos?min= (47)

COSBMIN=110*2/112*2=0982

Принимаем угол ?min=10.880

Определяем общее число зубьев z = (48) z = 2? 112 *0.984/ 2 = 110 зубьев

Определяем число зубьев шестерни и колеса

Z3=

Z3=110/4 5=22 зуба z2 =Z - z1 =110-22=88 зубьев (49)

Определяем фактическое передаточное число

Uф=Z1/Z2 (50)

Uф=88/22=4

Определяем отклонение значений передаточного числа от фактического

*100% (51)

Определяем делительный диаметр шестерни d1, мм, по формуле dш= mt ? z/cos?, (52) d3ш = 2*22/0,982=44.8 мм.

D4к = 2*88/0,982=179,2 мм

Определяем диаметр вершин шестерни da, мм, по формуле da = d 2mt, (53) da3ш = 44.8 2*2=48.8 мм da4к = 179.2 2*2=183.2 мм

Определяем диаметр впадин шестерни df, мм, по формуле df = d - 2.5mt, (54) df3ш = 44.8-2,5*2=39.8 мм df4к = 179.2-2,5*2=174.2 мм

Определяем ширину венца зубчатого колеса, мм, по формуле b2= aw*?a, (55)

b2ш= 112 *0.4 = 44,8 мм b1ш = 44,8 (2…6) (56) b1ш = 44,8 4=48,8 мм

Определение фактического межосевого расстояния ??, мм, AW=d3 d4/2 (57)

Aw=44.8 179.2/2=112 mm

Отклонение межосевого расстояния ??, мм, ??? = *100%, (58) ?2? = = 0% мм

Проверяем пригодность заготовок колес согласно условию: Таблица 3.2 [3], Dзаг Dпред (59) где Dпред - предельный диаметр заготовки шестерни, мм.

Dпред = da 6, (60)

D1пред =43 6 = 49 мм

D2пред = 48.8 6 = 54.8 мм

49 < 125

54.8<125

Геометрические параметры зубчатой передачи сведены в таблицу 2.3.

Таблица 2.3 - Геометрические параметры зубчатой передачи

Параметр 1 ступень 2 ступень

Межосевое расстояние ??, мм 80 112

Модуль зацепления m, мм 1.5 2

Ширина зубчатого венца b, мм: Шестерни Колеса 32 36 54 60

Число зубьев z: Шестерни Колеса 26 78 48.8 44.8

Диаметр делительной окружности d, мм: Шестерни Колеса 40 120 44.8 179.2

Диаметр окружности вершин da, мм: Шестерни Колеса 43 123 48.8 183.2

Диаметр окружности впадин df, мм: Шестерни Колеса 36.25 116.25 39.8 174.2

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическим межосевому расстоянию и основным параметрам передачи.

2.2.6 Определение силовых параметров зацепления

Косозубая передача

К силовым параметрам зацепления передачи относятся окружная сила Ft и радиальная Fr и осевая Fa.

Определяем окружную скорость V, м/с в зацеплении и задаемся степенью точности передачи. Таблица 14 [1]

V = , (61)

V1 = 3 м/с.

По таблице 15 [2] определяем степень точности изготовления колес в зависимости от окружной скорости.

Точность изготовления колес принимаем равной 9, так как предельная окружная скорость лежит в пределах 2 м/с.

Определяем значение окружной силы Ft, Н, в зацеплении по формуле

Ft = , (62)

Ft1 = = 1032.16 Н.

Определяем значение радиальной силы Fr, Н, в зацеплении по формуле

Fr = Ft ? tg? /cos?, (63) где ? = 20° - угол профиля нормального эвольвентного зуба с19 [2].

Fr1 = 1032.16*0,364/0,975=385,3 Н

Определяем значение осевой силы Fa, Н, в зацеплении по формуле

Fr = Ft ? tg?, (64)

Fr1 = 1023.16*0,24=245.5 Н

Ft-вызывает изгиб и кручение

Fa и Fr-вызывает только изгиб

Тихоходная передача

К силовым параметрам зацепления передачи относятся окружная сила Ft и радиальная Fr.

Определяем окружную скорость V, м/с в зацеплении и задаемся степенью точности передачи. Таблица 3,8 [1]

V = , (65)

V2 = 1,12 м/с.

По таблице 15 [2] определяем степень точности изготовления колес в зависимости от окружной скорости.

Точность изготовления колес принимаем равной 9, так как предельная окружная скорость лежит в пределах 6 м/с.

Определяем значение окружной силы Ft, Н, в зацеплении по формуле

Ft = , (66)

Ft = = 2656 Н.

Определяем значение радиальной силы Fr, Н, в зацеплении по формуле

Fr = Ft ? tg?/COSB, (67) где ? = 20° - угол зацепления с19 [2].

Fr2 = 2656 *0.364/0.982 = 984,50 Н.

2.2.7 Проверочный расчет передачи по контактным [ н] и изгибным [ F] напряжениям

Быстроходная передача

Определяем контактные напряжения в передаче по формуле

(68)

где К - вспомогательный коэффициент;

КН? - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

КН? - коэффициент динамической нагрузки.

Вспомогательный коэффициент К = 376 для прямозубых передач.

Принимаем КН? = 1,02 Таблица 10 [2], КН? = 1,04 Таблица 16 [2]

КН? = 1,1 Таблица 15 [2]

= 419 Н/мм2.

Сравниваем полученное значение контактного напряжения с допускаемым ?н [?н] (69)

419 Н/мм2 < 496 Н/мм2

Условие выполнятся.

Производим проверку напряжения изгиба зубьев шестерни ?F4, Н/мм2 и колеса ?F5, Н/мм.

, (70)

, (71) где KFB - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

-коэффициент динамической нагрузки;

- коэффициент формы зуба шестерни;

- коэффициент формы зуба колеса;

Принимаем KFB = 0,8. Таблица 10 [2], = 1,02; Таблица 16 [2], YF1 = 3,6 и YF2 = 3,88. Таблица 17 [2], Y? = 0,9 для косозубой шестерни.

Н/мм2

Н/мм2

По формуле [GH] условие прочность соблюдается, т.к. GH = 330,6 Н/мм2 меньше [G H] = 469,8 Н/мм2. Недогрузка составляет 9.57%. Что допустимо.

Тихоходная передача

Определяем контактные напряжения в передаче по формуле

(72)

Вспомогательный коэффициент К = 376 для прямозубых передач.

Принимаем КН? = 1 Таблица 10 [2], КН? = 1,06 Таблица 16 [2]

= 519,8 Н/мм2.

Сравниваем полученное значение контактного напряжения с допускаемым ?н [?н] (73)

519,8 Н/мм2 < 496 Н/мм2

Условие не выполнятся, определяем процент недогрузки по формуле

, (74)

Процент недогрузки по контактному напряжению находится в пределах допускаемого (формула (2.19)).

Производим проверку напряжения изгиба зубьев шестерни ?F4, Н/мм2 и колеса ?F5, Н/мм.

, (75)

, (76)

Принимаем KFB = 0,8. Таблица 10 [2], = 1,01; Таблица 16 [2], YF3 = 3,6 и YF4 = 3,60. Таблица 17 [2], Y? =0,922 для косозубой шестерни.

Н/мм2

Н/мм2

По формуле [GH] условие прочность соблюдается, т.к. GH = 469,8 Н/мм2 меньше [G H] = 496 Н/мм2. Недогрузка составляет 5,28%. Что допустимо.

2.2.8 Проектный расчет валов

Предварительный расчет валов

Для предварительного расчета валов рекомендуется принять [?]-1 = 20 - 30 Н/мм2. с 21 [2].

Принимаем [?]-1 = 25 Н/мм2.

Определяем диаметры выходных концов валов редуктора, dв, мм, по формуле

, (77) где dk - диаметр выходного конца соответствующего вала, Т - крутящий момент на соответствующем валу.

Определяем диаметр конца быстроходного вала, dk1, мм, диаметр концов промежуточного вала dk2 и диаметр выходного конца тихоходного вала, dk3, мм.

Dв1 = dдв(0,8 - 1,2) = 32 мм (78)

Диаметр выходного вала d1=30 мм

Диаметр вала под подшипник dп1=35 мм

Диаметр выходного вала d3=26 мм

Диаметр вала под колесо dk2=28 мм

Диаметр вала под подшипник dп2=20 мм мм

Диаметр выходного вала d3=38 мм

Диаметр вала под подшипник dп3=40 мм

Диаметр вала под колесо dk3=45 мм

Длины выходных концов валов LBI, мм, принимаем конструктивно в соответствии с размерами звеньев, закрепленных на них.

Значения диаметров валов приведены в таблице 6.

Таблица 2.4 - Сводная таблица диаметров валов

Диаметр вала Быстроходный вал Тихоходный вал Промежуточный вал

Диаметр выходного конца, мм 30 36 26

Диаметр под подшипниками, мм 35 40 20

Диаметр под колесом, мм - 45 28

Для того чтобы установить тип подшипника используем условие для конических подшипников:

, (79) где Fa - осевая сила, КН.

Так как в косозубой передаче Fa>0, выбираем конические роликовые подшипники легкой серии (ГОСТ 333-79). Таблица В2 [3]

Параметры выбранных подшипников приведены в таблице 2.5.

Таблица 2.5 - Параметры роликовых конических подшипников

Вал Обозначение dp, мм D, В, мм с, мм Cr, КН Cor, КН

Быстроходный 7207 35 72 17 15 38,5 26,0

Тихоходный 7208 40 80 20 16 46,5 32,5

Промежуточный 7204 20 47 14 12 21,0 13,0

1. Конструирование узлов и деталей машин /П.Ф. Дунаев, О.П. Лепиков. - М.: «Высшая школа» 1998. - 447 с.

2. Прикладная механика /Э.М. Михайлоский. - Красноярск: 1997. -63 с.

3. Курсовое проектирование деталей машин /А.Е. Шейнблит. - Калининград: «Янтарный сказ» 2002. - 454 с.

4. Справочник конструктора машиностроителя, том 2. /В.И. Анурьев. - М.: «Машиностроение» 1982. - 584 с.

5. Проектирование рам и плит привода /Н.И. Галибей, Г.А. Мау. - Красноярск: 1991. - 23 с.

Размещено на .ru