Расчет и проектирование привода (редуктор) с клиноремённой передачей - Курсовая работа

Редуктором называют зубчатый, червячный или зубчато-червячный передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости, а, следовательно, повышения вращающего момента. 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.

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.

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..Рассчет ременной передачи.

Рассчитываем момент на ведущем валу

Твед = Тэд = Рэд•103 •30/? nдв

Твед = 15•103•30/?•1460 =100 Н•м

Выберем диаметр ведущего шкива.

Пусть D1 = 140 мм.

Рассчитаем скорость ремня: ? = ? D1 nдв /60•103 ? = ?•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• Upem (1-?)

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-?)

Uфакт = 400/140(1-0,01) = 2,89

Рассчитываем межосевое расстояние: Примем его равным D1 D2 = 140 400 = 540 мм.

Длина ремня: Lp = 2 а ? (D1 D2 )/2 (D2- D1)2/4 а Lp = 2•540 ?/2•(140 400) 2602/4•(140 400) = 1959,53 мм

Выбираем ближайшее из нормального ряда чисел: Lp = 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) [(2•2000 - 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: Lp/ L0 = 2000/2240 = 0,89 e CL = 0,98

Коэффициент режима работы при двусменном режиме работы: Среж = 1,38

Мощность, передаваемая при стандартных условиях ремнем Б, длиной

L0 = 2240 мм P0 = 2,90 КВТ.

Допустимая нагрузка на ремень: Рдопуст = Р0 С? CL/ Среж

Рдопуст = 2,90• 0,92•0,98/1,38 = 1,9 КВТ

Определение числа ремней: Z = Рдв/Рдопуск Cz, где Cz = 0,9

Z = 15/1,9 •0,9 = 8,7.

Берем Z = 9

Усилие, действующее со стороны ременной передачи

FP = 1,7 • Рдв•103•Среж•sin(?рем/2)/ ?ремня • С?•Cz = 3635 Н, где

Рдв = 15 КВТ

Среж = 1,38 ?рем = 152,56? ?ремня = 11 м/с

С? = 0,95

Cz = 0,9

Проверочный расчет:. 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 = nдв/Upem n1 = 1460/2,8 = 505 об/мин

Ведомый вал: n2 = n1/Uред n2 = 505/5,6 = 90 об/мин

Определяем базовое число циклов: NHO1 = 30• НВ12,4

NHO2 = 30• НВ22,4

NHO1 = 30• 2702,4 = 20•106 циклов

NHO2 = 30•2402,4 = 15•106 циклов

Предельное напряжение при базовом числе циклов: ?нlimb1 = 2•НВ1 70 ?нlimb2 = 2•НВ2 70 ?нlimb1 = 2•270 70 = 610 н/мм2 ?нlimb2 = 2•240 70 = 550 н/мм2

Число циклов нагружения: NHE1 = 60• n1•L1

NHE2 = НЕ1/ Uред

NHE1 = 60• n1•L1 = 60•505•15000 = 60,6•106 циклов

NHE2 = NHE1/ Uред = 60,6/5,6 = 10,8•106 циклов

Коэффициент долговечности: KHL = 1, т.к. NHE > NHO

Предельное напряжение: ?нlim1 = ?нlimb1• KHL ?нlim2 = ?нlimb2• KHL • ?нlim1 = 610•1 = 610 н/мм2 ?нlim2 = 550•1 = 550 н/мм2

Допускаемое напряжение: ?НР1 = 0,9 • ?нlim1/ Sн

?НР2 = 0,9 • ?нlim2/ Sн

?НР = 0,45 (?НР1 ?НР2)

?НРMIN = ?НР2

?НР1 = 0,9•610/1,1 = 499,1 ? 500 Н•м

?НР2 = 0,9•550/1,1 = 450 Н•м

?НР = 0,45 (500 450) = 225,45 Н•м

?НРMIN = ?НР2 = 450 Н•м

Рассчитываем межцентровое расстояние зубчатой передачи: aw = Ка (Uред 1) [Т1 Кн?/?ВАUРЕД ?НР2]1/3

Ка = 430 - коэффициент межцентрового расстояния

Т1 = 270 Н•м ?ва = ?вd •2/(Uред 1) - коэффициент отношения ширины зуба к межцентровому расстоянию. ?вd = 1 Кн? = 1,05 - коэффициент отношения ширины зуба к диаметру.

Тогда, следовательно, ?ва = 0,303 aw = 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: aw = 315 мм aw = (Z1 Z2)mn/2 cos?

Примем ? = 10°

Определяем модуль зацепления mn= 2 aw cos?/Z1 (1 Uред)

Определяем числа и угол наклона зубьев, предварительно задав угол наклона

Примем ? = 10°

Возьмем Z1 = 20 зубьев.

Тогда mn= 2•315 cos10/(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 aw cos?/ mn

(Z1 Z2) = 2 315 cos10/ 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: Cos? = (Z1 Z2)mn / 2 aw

Cos? = 138•4,5 / 2•315= 0,9857

Считаем: d1 = mn Z1/ cos? d2 = mn Z2/ cos? 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 aw . Верно.

Тогда ширина колес: b2 = ?ва aw b1 = b2 (2..4) mn b2 = 0,303•315 = 95,445 ? 95 мм b1 = 95 2 • 4,5 = 104 мм

Проверка: b2 • sin??4mn

95 • sin??4•4,5

16,800?18

Неверно. Следовательно, нужно изменить mn или угол ?.

Возьмем mn=4,0 мм

Найдем суммарное число зубьев: (Z1 Z2) = 2 aw cos?/ mn

(Z1 Z2) = 2 315 cos10/ 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: Cos? = (Z1 Z2)mn / 2 aw

Cos? = 155•4,0/ 2•315= 0,9841;

Тогда: ? = 10,23?

Считаем: d1 = mn Z1/ cos? d2 = mn Z2/ cos? 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 aw . Верно.

Тогда ширина колес: b2 = ?ва aw b1 = b2 (2..4) mn b2 = 0,303•315 = 95,445 ? 95 мм b1 = 95 2•4,0 = 103 мм ? 100 мм

Проверка: b2 • sin??4mn

95•sin??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 df2 = 537 - 2,5• 4 = 527 мм. Расчет валов: 5.1 Быстроходный вал.

Так как df1 = 83 мм - принимаем вал-шестерню.

Момент на ведущем валу: Т1 = Тдв• Uфакт• ?рем.пер

Т1 = 100•2,89•0,94 = 271,66 Н м ? 270 Н•м

Проведем подборку диаметров составляющих вала: d = (T1•103/0,2[?])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: L0 = (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 • tg ?

Fa = 9818 • tg 10,23 = 1771 Н

Радиальная нагрузка

Fr = Ft • tg ? / cos?

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

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: МОБЩ = [(M1)2 (M2)2]1/2

МОБЩ = [(24,84)2 (365,72)2]1/2 = 366,56 Н•м

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 ? МОБЩ/0,1dп3 = 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/(2,5•10,1 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 = 1,83•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

5.2 Тихоходный вал.

Проведем подборку диаметров составляющих вала: Момент на тихоходном валу: T2 = T1•Uред•?ред = 270•5,6•0,97 = 1466,64 Н•м ? 1500 Н•м d = (T2•103/0,2[?])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: L0 = (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 • tg ? = 40000 • tg 10,23 = 7219 Н

Радиальная нагрузка

Fr = Ft • tg ? / cos? = 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

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: МОБЩ = [(M1)2 (M2)2]1/2 0,5•Мм

МОБЩ = [(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 ?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 ? МОБЩ/0,1dп3 = 1831,5/0,1•803 =

= 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/(2,3•10,1 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 = 3,82•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: Cr = 92,3КН;

Базовая статическая грузоподъемность: Cor = 48 КН;

Время работы: LH = 15000 ч.

Выбираем самую нагруженную опору: RA = [(RГА)2 (RBA)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/ Cor = 1771/48•103 = 0,036 e e = 0,22;

Так как FA/ RA = 1771/4920,3 = 0,36 > e = 0,22 e X = 0,56; Y = 1,99

Произведем расчет нагрузки на подшипник: Fэкв = (X•V•FR Y•FA) • K?•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.

K? - коэффициент безопасности. K? = 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/Upem = 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: b = 26 мм;

Фаска: r = 3 мм

Базовая динамическая грузоподъемность: Cr = 57,0 КН;

Базовая статическая грузоподъемность: Cor = 45,4 КН;

Время работы: LH = 15000 ч.

Выбираем самую нагруженную опору: RA = [(RГА)2 (RBA)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/ Cor = 7219/45,4•103 = 0,15 e e = 0,32;

Так как FA/ RA = 7219/21322 = 0,36 > e = 0,32 e X = 0,56; Y = 1,31

Произведем расчет нагрузки на подшипник: Fэкв = (X•V•FR Y•FA) • K?•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.

K? - коэффициент безопасности. K? = 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: ?см = 2•Т1/(h - t1)•d•Lш ? [?см] = 100 МПА ?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

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: ?см = 2•Т1/(h - t1)•d•Lш ? [?см] = 100 МПА ?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

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: ?см = 2•Т1/(h - t1)•d•Lш ? [?см] = 100 МПА ?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 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

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.