Привод цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Тульский государственный университет

Кафедра ПМ и ДМ

Привод цепного конвейера

“Детали машин”

Выполнил: студент гр. 120311 Стёпочкин А.О.

Руководитель: доцент Поляков В.Н.

Тула 2004

Оглавление

1. Кинематический расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Передаточное число привода и разбивка его по ступеням

1.3 Частоты вращения валов и угловые скорости

1.4 Крутящие моменты на валах

2. Расчёт редуктора

2.1 Выбор материала колёс и определение допускаемых напряжений

2.2 Расчёт зубчатых передач эвольвентного зацепления

2.2.1 Расчёт тихоходной ступени

2.2.2 Расчёт промежуточной ступени

2.2.3 Расчёт быстроходной ступени

2.3 Расчёт и проектирование валов

2.3.1 Выбор материала и термообработки

2.3.2 Проектный расчёт и разработка конструкции вала

2.3.3 Предварительный подбор подшипников качения

2.4 Эскизная компоновка редуктора

2.5 Проверочный расчёт валов

2.6 Подбор подшипников качения

2.7 Подбор и проверка шпонок. Проектирование шпоночных соединений

2.8 Конструирование корпуса и крышки редуктора

2.9 Выбор смазки для зубчатых передач и подшипников качения

2.10 Назначение и выбор посадок для сопрягаемых деталей

3. Проектирование приводного вала

3.1 Назначение материала и вида упрочняющей обработки

3.2 Проектный расчёт вала

3.3 Разработка конструкции вала

3.4 Проверочный расчёт вала

3.5 Подбор и проверка подшипников

4. Подбор и проверка муфты

Список используемой литературы

1. Кинематический расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определяем мощность на выходе привода

Здесь - тяговое усилие цепи конвейера, кН;

- скорость движения цепи, м/с.

Определяем общий КПД привода

Здесь - КПД муфты; - КПД зубчатого зацепления; - КПД опор.

Определяем потребную мощность двигателя

Определяем частоту вращения приводного (выходного) вала

Здесь - шаг тяговой звёздочки, мм;

- число зубьев тяговой звёздочки.

Определяем ориентировочную частоту вращения вала электродвигателя.

Здесь - передаточное отношение редуктора (выбираем ориентировочно из диапазона 30…50).

Осуществляем выбор электродвигателя.

Используя полученные в результате предыдущих расчётов данные ( и ), с помощью [4] стр. 391 выбираем двигатель ближайшей большей мощности и ближайшей частоты вращения.

Типоразмер двигателя 4А112МА6УЗ.

Мощность .

Скольжение .

Синхронная частота вращения .

Определяем асинхронную частоту вращения:

1.2 Общее передаточное число привода и разбивка его по ступеням

Определяем передаточное число редуктора.

Определяем передаточное отношение каждой зубчатой пары.

Следуя рекомендациям из [2] стр. 135 об увеличении передаточного отношения с увеличением окружной скорости зубчатой пары, принимаем:

Передаточное отношение быстроходной ступени .

Передаточное отношение промежуточной ступени .

Передаточное отношение тихоходной ступени .

Величины и принимаются по ГОСТ.

Уточняем передаточное число редуктора.

1.3 Определяем частоты вращения валов редуктора

Частота вращения входного вала.

Частота вращения входного вала равна частоте вращения двигателя.

Частота вращения 1-го промежуточного вала.

Частота вращения 2-го промежуточного вала.

Частота вращения тихоходного вала.

1.4 Определяем крутящие моменты на валах редуктора

Крутящий момент на валу двигателя.

Крутящий момент на входном валу редуктора.

Крутящий момент на 1-ом промежуточном валу.

Крутящий момент на 2-ом промежуточном валу.

Крутящий момент на выходном валу.

Крутящий момент на тяговой звёздочке конвейера.

2. Расчёт редуктора

Исходные данные:

Таблица 1

Ступень	U	Частота вращения валов, об/мин	Крутящие моменты на валах, н·м
		ведущие n1	ведомые n2	ведущий Т1	ведомый Т2
Быстроходная (косозубая)	4	953	238,25	29,164	113,18
промежуточная (прямозубая)	3,36	238,25	70,907	113,18	368,95
Тихоходная (прямозубая)	3,15	70,907	22,51	368,95	1127,56

2.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений при расчёте зубчатых передач

Расчёт быстроходной ступени (косозубая пара).

Выбор материала и вида упрочняющей обработки.

Выбираем для шестерни сталь 45Х.

Тип термообработки - улучшение.

Твёрдость поверхности .

Предел прочности .

Предел текучести (см. [2] стр. 163).

Среднее значение твёрдости поверхности шестерни:

Выбираем для колеса сталь 45.

Тип термообработки - улучшение.

Твёрдость поверхности .

Предел прочности .

Предел текучести (см. [2] стр. 163).

Среднее значение твёрдости поверхности колеса: .

Определяем контактные напряжения.

Для шестерни:

Где - базовый предел контактной выносливости материала шестерни. Для сталей с твёрдостью и типом термообработки - улучшение базовый предел контактной выносливости определяется по формуле:

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

- коэффициент безопасности.

В зависимости от вида термообработки . Для типа термообработки - улучшение принимаем (см. [2] стр. 90).

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов нагружения.

Из [2] стр. 169 рис. 8.40а примем .

- эквивалентное число циклов нагружения.



Где

- частота вращения шестерни, ;

- число зацеплений зубьев колеса за 1 оборот ();

- продолжительность цикла, определяемая по формуле:

где - коэффициент использования передачи в году. Согласно заданию ;

- коэффициент использования передачи в сутках. Согласно заданию ;

- срок службы передачи. Согласно заданию .

- коэффициент, учитывающий распределение времени действия нагрузки. Согласно заданию .

- определяется из графика нагрузки привода. .

находим значение :

Так как , принимаем .

Следовательно, контактное напряжение для шестерни:



Для колеса:

Где - базовый предел контактной выносливости материала колеса.

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

Остальные параметры определяются аналогично предыдущему расчёту: Коэффициент безопасности .

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов нагружения.

Из [2] стр. 169 рис. 8.40а примем .

- эквивалентное число циклов нагружения.

Где - частота вращения колеса, .

Остальные параметры данной формулы аналогичны параметрам формулы для шестерни.

находим значение :

Так как , принимаем .

Следовательно, контактное напряжение для колеса:

За расчётную величину контактных напряжений принимаем меньшую из полученных величин:

Определяем допускаемые напряжения изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба рассчитываются по формуле:

Следовательно, получим:

Для шестерни:

Где - базовый предел изгибной выносливости материала шестерни.

Для сталей с твёрдостью и типом термообработки - улучшение базовый предел контактной выносливости определяется по формуле:

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

- коэффициент безопасности.

Для вида термообработки - улучшение принимаем (см. [] Иванов стр. 168).

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

Т.к. в нашем случае нагрузка является односторонней, принимаем (см. [2] стр. 174).

- коэффициент долговечности (рассчитывается аналогично ).

Для всех сталей рекомендуется принимать

- эквивалентное число циклов, определяемое по формуле:



Все параметры которой аналогичны параметрам формулы для расчёта в пункте 2.1.1.2.

Получим:

Найдём значение :

Принимаем

Следовательно, допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Для колеса:

Где

подставив числовые значения, получим:

Аналогично предыдущему расчёту:

 где и

где - частота вращения 1-го промежуточного вала.

Для получим:

Следовательно:

Принимаем

Таким образом, допускаемое напряжение изгиба для колеса:

За расчётную величину допускаемого напряжения изгиба принимаем допускаемое напряжение изгиба для колеса:

Определяем предельно допускаемые напряжения.

Предельно допускаемое контактное напряжение для шестерни:

Предельно допускаемое напряжение изгиба для шестерни:



Предельно допускаемое контактное напряжение для колеса:

Предельно допускаемое напряжение изгиба для колеса:

Расчёт промежуточной ступени (прямозубая пара).

Выбор материала и вида упрочняющей обработки.

Выбираем для шестерни и колеса сталь 45Х.

Тип термообработки - улучшение.

Твёрдость поверхности шестерни .

Твёрдость поверхности колеса .

Предел прочности .

Предел текучести (см. [2] стр. 163).

Среднее значение твёрдости поверхности шестерни:

Среднее значение твёрдости поверхности колеса: .

Определяем контактные напряжения.

Для шестерни:

Где - базовый предел контактной выносливости материала шестерни.

Для сталей с твёрдостью и типом термообработки - улучшение, базовый предел контактной выносливости определяется по формуле:

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

- коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов нагружения.

Из [2] стр. 169 рис. 8.40а примем .

- эквивалентное число циклов нагружения.

Где - частота вращения шестерни, .

Остальные параметры данной формулы см. пункт 2.1.1.2.



Находим значение :

Так как , принимаем .

Следовательно, контактное напряжение для шестерни:

Для колеса:

Где - базовый предел контактной выносливости материала колеса.

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

Остальные параметры определяются аналогично предыдущему расчёту:

Коэффициент безопасности .

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов нагружения.

Из [2] стр. 169 рис. 8.40а примем .

- эквивалентное число циклов нагружения.

Где - частота вращения колеса, .

Остальные параметры данной формулы аналогичны параметрам формулы для шестерни.

находим значение :

Так как , принимаем .

Следовательно, контактное напряжение для колеса:

За расчётную величину контактных напряжений принимаем меньшую из полученных величин:

Определяем напряжения изгиба.

Для шестерни:

Где, аналогично пункту 2.1.1.3.

(см. [2] стр. 168).

(см. [2] стр. 174).

где и

где - частота вращения шестерни (1-го промежуточного вала).

Для получим:

Следовательно:

Принимаем

Таким образом, допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Для колеса:

Где, аналогично пункту 2.1.1.3.

(см. [2] стр. 168).

(см. [2] стр. 174).

где и

где - частота вращения колеса (2-го промежуточного вала).

Для получим:

Следовательно:

Принимаем

Таким образом, допускаемое напряжение изгиба для колеса:

За расчётную величину допускаемого напряжения изгиба принимаем допускаемое напряжение изгиба колеса:

Определяем предельно допускаемые напряжения.

Предельно допускаемое контактное напряжение:

Предельно допускаемое напряжение изгиба:

Расчёт тихоходной ступени (прямозубая пара).

Выбор материала и вида упрочняющей обработки

ыбираем для шестерни и колеса сталь 45Х.

Тип термообработки - улучшение.

Твёрдость поверхности шестерни .

Твёрдость поверхности колеса .

Предел прочности .

Предел текучести (см. [2] стр. 163).

Среднее значение твёрдости поверхности шестерни:

Среднее значение твёрдости поверхности колеса: .

Определяем контактные напряжения.

Для шестерни:

Где - базовый предел контактной выносливости материала шестерни.

Для сталей с твёрдостью и типом термообработки - улучшение базовый предел контактной выносливости определяется по формуле:

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

- коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов нагружения.

Из [2] стр. 169 рис. 8.40а примем .

- эквивалентное число циклов нагружения.

Где - частота вращения шестерни, .

Остальные параметры данной формулы см. пункт 2.1.1.1.2.

находим значение :

Так как , принимаем .

Следовательно, контактное напряжение для шестерни:

Для колеса:

Где - базовый предел контактной выносливости материала колеса.

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

Остальные параметры определяются аналогично предыдущим расчётам:

Коэффициент безопасности .

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов нагружения.

Из [2] стр. 169 рис. 8.40а примем .

- эквивалентное число циклов нагружения.

Где - частота вращения колеса, .

Остальные параметры данной формулы аналогичны параметрам формулы для шестерни.

находим значение :

Следовательно, контактное напряжение для колеса:

За расчётную величину контактных напряжений принимаем меньшую из полученных величин:

Определяем напряжения изгиба.

Для шестерни:

Где, аналогично пункту 2.1.1.3.

(см. [2] стр. 168).

(см. [2] стр. 174).

где и

где - частота вращения шестерни (2-го промежуточного вала).

Для получим:

Следовательно:

Принимаем

Таким образом, допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Для колеса:

Где, аналогично пункту 2.1.1.3.

(см. [2] стр. 168).

(см. [2] стр. 174).

где и

где - частота вращения колеса (тихоходного вала).

Для получим:

Следовательно:

Принимаем

Таким образом, допускаемое напряжение изгиба для колеса:

За расчётную величину допускаемого напряжения изгиба принимаем допускаемое напряжение изгиба колеса:

Определяем предельно допускаемые напряжения.

Предельно допускаемое контактное напряжение:

Предельно допускаемое напряжение изгиба:

2.2 Расчёт зубчатых передач эвольвентного зацепления

привод шпоночный колесо передача скорость

2.2.1 Расчет тихоходной ступени (прямозубое зацепление)

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу колеса - ;

частота вращения ведомого вала - ;

передаточное число - ;

максимальный крутящий момент в период пуска - .

Допускаемые напряжения:

контактные

по изгибу

Предельно допускаемые напряжения:

контактные

изгиба

Назначаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

Согласно [2] стр. 136, таблица 8.4, назначаем:

.

Вычисляем значение ширины шестерни относительно делительного диаметра.

Подставив числовые значения, получим:



Назначаем коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям.

Согласно [2] стр. 130, рис. 8.15 назначаем:

;

Определяем межосевое расстояние.

Где - поправочный коэффициент относительно межосевого расстояния.

Для прямозубых колёс

Подставив числовые данные, получим:

Согласно, [2] стр. 136, принимаем по СТ СЭВ 229-75 .

Определяем модуль зацепления.

Полученное значение модуля соответствует стандарту.

Определяем число зубьев колёс.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяется по формуле:

Число зубьев шестерни определяется по формуле:

Число зубьев колеса:

Уточнённое передаточное число:

Определяем делительные диаметры зубчатых колёс.

Делительный диаметр шестерни:

Делительный диаметр колеса:

Уточнённое межосевое расстояние:

Определяем ширину зубчатого венца.

Ширина колеса определяется по формуле:

Ширина шестерни определяется по зависимости:

Определяем окружную скорость зубчатых колёс.

Окружная скорость колёс определяется по формуле:

Назначаем значения коэффициентов и степень точности зубчатой передачи.

Назначаем степень точности 9.

Согласно назначенной степени точности и вычисленной окружной скорости колёс, выбираем значения коэффициентов динамической нагрузки (см. [2] стр. 132, таблица 8.3).

и

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Величина окружного усилия определяется по формуле:

Величина радиальной силы определяется по формуле:

Где - угол между нормальным усилием и усилием, перпендикулярным к поверхности зуба. Как правило .

Следовательно, получим:

Определяем удельную расчётную окружную силу.

По контактным напряжениям:

По напряжениям изгиба:

Выполняем проверку прочности зубьев колёс.

1) По контактным напряжениям.

Требуемое условие прочности формулируется следующим образом:

I)

Где - коэффициент, учитывающий профиль сопряжённых колёс.

- коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колёс. Для стальных колёс принимаем

- коэффициент повышения прочности косозубого зацепления.

Для прямозубого зацепления .

II)

Проверяем условие I.

Данное условие выполняется.

Проверяем условие II.

Так как данное условие не выполняется.

Для выполнения условия II необходимо уменьшить ширину зубчатого венца , вычислить новое значение и снова выполнить проверку, начиная с пункта I.

Принимаем и соответственно

Определяем значение :

Снова проверяем условие I.

Условие I выполняется.

Проверяем условие II.

Так как условие II выполняется.

2) По напряжениям изгиба.

Требуемое условие прочности формулируется следующим образом:

Где - коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба и неравномерного распределения нагрузки.

Следовательно, для прямозубого зацепления получим:

- коэффициент формы зуба (для колеса).

При принимаем

- коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба. Для прямозубого зацепления

С учётом изменения ширины зубчатого венца определяем новое значение :

Подставив, числовые значения проверим заданное условие:

Данное условие выполняется.

2.2.2 Расчет промежуточной ступени (прямозубое зацепление)

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу колеса - ;

частота вращения ведомого вала - ;

передаточное число - ;

максимальный крутящий момент в период пуска - .

Допускаемые напряжения:

контактные

по изгибу

Предельно допускаемые напряжения:

контактные

изгиба

Назначаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

Согласно [2] стр. 136, таблица 8.4, назначаем:

.

Вычисляем значение ширины шестерни относительно делительного диаметра.



Подставив числовые значения, получим:

Назначаем коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям.

Согласно [2] стр. 130, рис. 8.15 назначаем:

;

Определяем межосевое расстояние.

Где - поправочный коэффициент относительно межосевого расстояния.

Для прямозубых колёс

Подставив числовые данные, получим:

Согласно, [2] стр. 136, принимаем по СТ СЭВ 229-75 .

Определяем модуль зацепления.



Полученное значение модуля округляем в соответствии со стандартом (СТ СЭВ 310-76 см. [2] стр. 116)и получаем:

Определяем число зубьев колёс.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяется по формуле:

Число зубьев шестерни определяется по формуле:

Число зубьев колеса:

Уточнённое передаточное число:

Определяем делительные диаметры зубчатых колёс.

Делительный диаметр шестерни:

Делительный диаметр колеса:

Уточнённое межосевое расстояние:

Определяем ширину зубчатого венца.

Ширина зубчатого венца колеса определяется по формуле:

Ширина зубчатого венца шестерни определяется по зависимости:

Определяем окружную скорость зубчатых колёс.

Окружная скорость колёс определяется по формуле:

Назначаем значения коэффициентов и степень точности зубчатой передачи.

Назначаем степень точности 9.

Согласно назначенной степени точности и вычисленной окружной скорости колёс, выбираем значения коэффициентов динамической нагрузки (см. [2] стр. 132, таблица 8.3).

и

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Величина окружного усилия определяется по формуле:

Величина радиальной силы определяется по формуле:



Определяем удельную расчётную окружную силу.

По контактным напряжениям:

По напряжениям изгиба:

Выполняем проверку прочности зубьев колёс.

1) По контактным напряжениям.

Требуемое условие прочности формулируется следующим образом:

I)

Где, аналогично расчёту для тихоходной ступени:

.

II)

Проверяем условие I.



Данное условие выполняется.

Проверяем условие II.

Так как данное условие не выполняется.

Для выполнения условия II необходимо уменьшить ширину зубчатого венца , вычислить новое значение и снова выполнить проверку, начиная с пункта I.

Принимаем и соответственно

Определяем значение :

Снова проверяем условие I.

Условие I выполняется.

Проверяем условие II.

Так как условие II выполняется.

2) По напряжениям изгиба.

Требуемое условие прочности формулируется следующим образом:

Где, аналогично расчёту для тихоходной ступени:

С учётом изменения ширины зубчатого венца определяем новое значение :

Подставив, числовые значения проверим заданное условие:

Данное условие выполняется.

2.2.3 Расчет быстроходной ступени (косозубое зацепление)

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу колеса - ;

частота вращения ведомого вала - ;

передаточное число - ;

максимальный крутящий момент в период пуска - .

Допускаемые напряжения:

контактные

по изгибу

Предельно допускаемые напряжения:

контактные

изгиба

Назначаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

Согласно [2] стр. 136, таблица 8.4, назначаем:

.

Вычисляем значение ширины шестерни относительно делительного диаметра.

Подставив числовые значения, получим:

Назначаем коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям.

Согласно [2] стр. 130, рис. 8.15 назначаем: ;

Определяем межосевое расстояние.

Где - поправочный коэффициент относительно межосевого расстояния.

Для косозубых колёс

Подставив числовые данные, получим:

Согласно, [2] стр. 136, принимаем по СТ СЭВ 229-75 .

Определяем нормальный модуль зацепления.

Полученное значение модуля соответствует стандарту.

Назначаем угол наклона линии зуба.

Для косозубых колёс .

Принимаем

Определяем число зубьев колёс.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяется по формуле:

Число зубьев шестерни определяется по формуле:

Число зубьев колеса:

Уточнённое передаточное число:



Определяем уточнённое значение угла наклона линии зуба.

Следовательно

Определяем делительные диаметры зубчатых колёс.

Делительный диаметр шестерни:

Делительный диаметр колеса:

Уточнённое межосевое расстояние:

Определяем ширину зубчатого венца.

Ширина колеса определяется по формуле:

Ширина шестерни определяется по зависимости:

Определяем окружную скорость зубчатых колёс.

Окружная скорость колёс определяется по формуле:

Назначаем значения коэффициентов и степень точности зубчатой передачи.

Назначаем степень точности 9.

Согласно назначенной степени точности и вычисленной окружной скорости колёс, выбираем значения коэффициентов динамической нагрузки (см. [2] стр. 132, таблица 8.3) и коэффициентов повышения прочности косозубого зацепления (см. [2] стр. 149, таблица 8.7).

Коэффициенты динамической нагрузки:

Коэффициенты повышения прочности косозубого зацепления:

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Величина окружного усилия определяется по формуле:

Величина радиальной силы определяется по формуле:

Где - угол между нормальным усилием и усилием, перпендикулярным к поверхности зуба. Как правило .

Следовательно, получим:

Величина осевой силы определяется по формуле:

Определяем удельную расчётную окружную силу.

По контактным напряжениям:

По напряжениям изгиба:

Выполняем проверку прочности зубьев колёс.

1) По контактным напряжениям.

Требуемое условие прочности формулируется следующим образом:

I)

Где - коэффициент, учитывающий профиль сопряжённых колёс.

- коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колёс. Для стальных колёс принимаем

- коэффициент повышения прочности косозубого зацепления.

где - коэффициент торцевого перекрытия.

следовательно, для получим:

II)

Проверяем условие I.

Данное условие выполняется.

Проверяем условие II.

Так как данное условие не выполняется.

Для выполнения условия II необходимо уменьшить ширину зубчатого венца , вычислить новое значение и снова выполнить проверку, начиная с пункта I.

Принимаем и соответственно

Определяем значение :

Снова проверяем условие I.

Условие I выполняется.

Проверяем условие II.

Так как условие II выполняется.

2) По напряжениям изгиба.

Требуемое условие прочности формулируется следующим образом:

Где - коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба и неравномерного распределения нагрузки.

- коэффициент формы зуба (для колеса).

При принимаем

- коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.

С учётом изменения ширины зубчатого венца определяем новое значение :

Подставив, числовые значения проверим заданное условие прочности:

Данное условие выполняется.

2.3 Расчёт и конструирование валов

2.3.1 Расчёт и конструирование тихоходного вала

Исходные данные:

крутящий момент на валу

Выбор материала и назначение вида упрочняющей обработки.

В качестве материала для тихоходного вала выбираем сталь обыкновенного качества без термообработки - Ст5.

Проектный расчёт вала и разработка его конструкции (по условиям собираемости).

1) Задаёмся допускаемой величиной напряжения кручения.

Величина напряжения кручения выбирается из диапазона:

Принимаем

2) Выполняем проектный расчёт.

Из расчёта на кручение ориентировочно определяем диаметр концевого участка вала , т.к. именно на концевом участке в основном действует крутящий момент.

получаем:

Округляя полученное значение до стандартной величины в соответствии с ГОСТ 6636-69, получаем:

3) Разрабатываем конструкцию вала по условию собираемости.

I) Ориентировочно определяем диаметр вала под подшипник.

Принимаем радиус галтели переходного участка (см. [1] стр. 115). Диаметр под подшипник определяем по зависимости:

Округляем полученное значение до стандартной величины и получаем:

II) Определяем диаметр вала под колесо.

Принимаем радиус галтели переходного участка (см. [1] стр. 115). Диаметр под колесо определяем по зависимости:

Округляя полученное значение в соответствии с ГОСТ 6636-69, получаем

III) Определяем диаметр вала под втулку.

IV) Определяем диаметр буртика.

Согласно [1] стр. 37 таблица 3.1, принимаем .

Следовательно, получим:

Округляя полученное значение, получим:

V) Выполняем эскиз вала.

Предварительный подбор подшипников качения.

Для тихоходного вала выбираем подшипники № 314 - шариковые радиальные однорядные средней серии.

Параметры подшипника: , , , ,

динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность (см. [4] стр. 394).

2.3.2 Расчёт и конструирование 2-го промежуточного вала

Исходные данные:

крутящий момент на валу

Выбор материала и назначение вида упрочняющей обработки.

В качестве материала для 2-го промежуточного вала выбираем сталь 45 с термообработкой - улучшение.

Проектный расчёт вала и разработка его конструкции (по условиям собираемости).

1) Задаёмся допускаемой величиной напряжения кручения.

Величина напряжения кручения выбирается из диапазона:

Принимаем

2) Выполняем проектный расчёт.

Из расчёта на кручение ориентировочно определяем диаметр участка вала под шестерню (колесо) , т.к. именно на этом участке в основном действует крутящий момент.

получаем:

Округляя полученное значение до стандартной величины в соответствии с ГОСТ 6636-69, получаем:

3) Разрабатываем конструкцию вала по условию собираемости.

I) Ориентировочно определяем диаметр вала под подшипник.

Принимаем радиус галтели переходного участка (см. [1] стр. 115).

Диаметр под подшипник определяем по зависимости:

Округляем полученное значение до стандартной величины и получаем:

II) Определяем диаметр вала под уплотнение.

III) Определяем диаметр вала под втулку.

IV) Выполняем эскиз вала.

Предварительный подбор подшипников качения.

Для 2-го промежуточного вала выбираем подшипники № 308 - шариковые радиальные однорядные средней серии.

Параметры подшипника: , , , ,

динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность (см. [4] стр. 394).

2.3.3 Расчёт и конструирование 1-го промежуточного вала

Исходные данные:

крутящий момент на валу

Выбор материала и назначение вида упрочняющей обработки.

В качестве материала для 1-го промежуточного вала выбираем сталь 45 с термообработкой - улучшение.

Проектный расчёт вала и разработка его конструкции (по условиям собираемости).

1) Задаёмся допускаемой величиной напряжения кручения.

Величина напряжения кручения выбирается из диапазона:

Принимаем

2) Выполняем проектный расчёт.

Из расчёта на кручение ориентировочно определяем диаметр участка вала под шестерню (колесо) , т.к. именно на этом участке в основном действует крутящий момент.

получаем:

Округляя полученное значение до стандартной величины в соответствии с ГОСТ 6636-69, получаем:

3) Разрабатываем конструкцию вала по условию собираемости.

I) Ориентировочно определяем диаметр вала под подшипник.

Принимаем радиус галтели переходного участка (см. [1] стр. 115).

Диаметр под подшипник определяем по зависимости:

Округляем полученное значение до стандартной величины и получаем:

II) Определяем диаметр вала под уплотнение.

III) Определяем диаметр вала под втулку.

IV) Выполняем эскиз вала.

Предварительный подбор подшипников качения.

Для 1-го промежуточного вала выбираем подшипники № 46306 - шариковые радиально-упорные однорядные средней узкой серии ().

Параметры подшипника: , , , , динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность (см. [4] стр. 400).

Расчёт и конструирование быстроходного вала

Исходные данные:

крутящий момент на валу

Выбор материала и назначение вида упрочняющей обработки.

В качестве материала для быстроходного вала выбираем легированную сталь 45Х с термообработкой - улучшение, т.к. в данном случае вал изготавливается заодно с шестерней.

Проектный расчёт вала и разработка его конструкции (по условиям собираемости).

1) Задаёмся допускаемой величиной напряжения кручения.

Величина напряжения кручения выбирается из диапазона:

Принимаем

2) Выполняем проектный расчёт.

Из расчёта на кручение ориентировочно определяем диаметр концевого участка вала , т.к. именно на концевом участке в основном действует крутящий момент.

получаем:

Полученное значение необходимо согласовать с диаметром вала электродвигателя т.к. валы соединены посредством муфты.

Зависимость между и имеет следующий вид:

Диаметр вала двигателя 4А112МА6УЗ (см. [4] стр. 391).

Следовательно, получим:

Округляя полученное значение до стандартной величины в соответствии с ГОСТ 6636-69, получаем:

3) Разрабатываем конструкцию вала по условию собираемости.

I) Ориентировочно определяем диаметр вала под подшипник.

Принимаем радиус галтели переходного участка (см. [1] стр. 115). Диаметр под подшипник определяем по зависимости:

Округляем полученное значение до стандартной величины и получаем:

II) Определяем диаметр вала под колесо.

Принимаем радиус галтели переходного участка (см. [1] стр. 115).

Диаметр под колесо определяем по зависимости:

Округляя полученное значение в соответствии с ГОСТ 6636-69, получаем

III) Определяем диаметр вала под втулку.

IV) Определяем диаметр буртика.

Согласно [1] стр. 37 таблица 3.1, принимаем .

Следовательно, получим:

Округляя полученное значение до стандартной величины, получим:

V) Выполняем эскиз вала.

Предварительный подбор подшипников качения.

Для быстроходного вала выбираем подшипники № 46306 - шариковые радиально-упорные однорядные средней узкой серии ().

Параметры подшипника: , , , , динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность (см. [4] стр. 400).

2.4 Эскизная компоновка редуктора

Эскизную компоновку выполняем на миллиметровке в масштабе 1:1.

Определяем геометрические размеры редуктора:

1) общая высота зубчатых колёс:

2) расстояние от колеса до стенки редуктора:

3) расстояние между колесом и шестерней, расположенных на одном валу:

4) внутренняя длина редуктора:

5) расстояние от днища редуктора до колеса тихоходной ступени.



Принимаем .

2.5 Проверочный расчёт валов на усталостную и статическую прочность

Проверочный расчёт быстроходного вала.

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу - ;

радиальная сила на шестерне - ;

окружная сила на шестерне - ;

осевая сила - ;

ширина подшипника - ;

диаметр вала под подшипник - ;

диаметр шестерни -

материал вала - сталь 45Х с термообработкой - улучшение;

предел прочности материала вала - ;

предел текучести материала вала -

1) Определяем значения поперечных сил и изгибающих моментов, действующих на вал, и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Для построения эпюр изгибающих моментов необходимо определить следующие параметры:

I) длина концевого участка вала (под полумуфту)

где - длина участка вала под полумуфту. Согласно [4] стр. 278 принимаем .

Следовательно, получим:

II) длина опор вала

III) сила (дополнительная сила нагружающая вал вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов).

Согласно [2] стр. 298 принимаем .

Строим эпюры изгибающих (в вертикальной и горизонтальной плоскостях) и крутящих моментов.

Определяем значения реакций:

I) вертикальная плоскость

изгибающий момент, созданный осевой силой:

;

горизонтальная составляющая реакции в опоре А: ;

вертикальная составляющая реакции в опоре А:

вертикальная составляющая реакции в опоре В:

II) горизонтальная плоскость

горизонтальная составляющая реакции в опоре А:

горизонтальная составляющая реакции в опоре В:

Определяем изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

I) вертикальная плоскость

II) горизонтальная плоскость

Определяем результирующие моменты в сечениях I и II:

Определяем результирующие реакции в опорах А и В:

2) Проверяем сечение вала на усталостную и статическую прочность.

I) Проверка на усталостную прочность.

Для валов расчёт на сопротивление усталости является основным. Расчёт на статическую прочность выполняется как проверочный.

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяют по формуле

- запас сопротивления усталости только по изгибу;

- запас сопротивления усталости только по кручению.

Определяем :

Для симметричного цикла величина , следовательно



где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле изгиба.

Для легированных сталей (сталь 45Х):

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений

где - изгибающий момент в исследуемом сечении.

В нашем случае

- момент сопротивления сечения изгибу.

В нашем случае в качестве концентратора напряжений выступает шпоночный паз, следовательно, определяется по формуле:

где - диаметр вала в исследуемом сечении;

- ширина шпоночного паза;

- глубина шпоночного паза.

Следовательно



Следовательно

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.

Согласно [4] стр. 165, таблица 8.5 принимаем .

- масштабный фактор для нормальных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

Таким образом:

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле кручения.



- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений;

- постоянная составляющая цикла напряжений;

- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.

Согласно [4] стр. 165, таблица 8.5 принимаем .

- масштабный фактор для касательных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

- коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Согласно [4] стр. 166 принимаем .

Таким образом:

Общий запас сопротивления усталости:

Следовательно, данное условие выполняется.

II) Проверка на статическую прочность (в период пуска).

Условие статической прочности имеет вид

Предельно допускаемое напряжение принимают близким к пределу текучести

Проверяем заданное условие:

Заданное условие выполняется с большим запасом.

Проверочный расчёт 1-го промежуточного вала.

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу - ;

радиальная сила:

на шестерне - ; на колесе - ;

окружная сила

на шестерне - ; на колесе -

осевая сила на колесе - ;

ширина подшипника - ;

диаметр вала под подшипник - ;

диаметр колеса - ;

диаметр шестерни - ;

материал вала - сталь 45 с термообработкой - улучшение;

предел прочности материала вала - ;

предел текучести материала вала - .

1) Определяем значения поперечных сил и изгибающих моментов, действующих на вал, и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Длина опор вала

Строим эпюры изгибающих (в вертикальной и горизонтальной плоскостях) и крутящих моментов.

Определяем значения реакций:

I) вертикальная плоскость

изгибающий момент, созданный осевой силой:

;

горизонтальная составляющая реакции в опоре А: ;

вертикальная составляющая реакции в опоре А:

вертикальная составляющая реакции в опоре В:

II) горизонтальная плоскость

горизонтальная составляющая реакции в опоре А:

горизонтальная составляющая реакции в опоре В:

Определяем изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

I) вертикальная плоскость

II) горизонтальная плоскость

Определяем результирующие моменты в сечениях I и II:

Определяем результирующие реакции в опорах А и В:

2) Проверяем сечение вала на усталостную и статическую прочность.

I) Проверка на усталостную прочность.

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяют по формуле

Параметры формулы см. в пункте 2.5.1

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле изгиба.

Для углеродистых сталей (сталь 45):

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений



где - изгибающий момент в исследуемом сечении.

В нашем случае

- момент сопротивления сечения изгибу.

В нашем случае в качестве концентратора напряжений выступает шпоночный паз, следовательно, определяется по формуле:

где - диаметр вала в исследуемом сечении;

- ширина шпоночного паза;

- глубина шпоночного паза.

Следовательно

Следовательно

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.

Согласно [4] стр. 165, таблица 8.5 принимаем .

- масштабный фактор для нормальных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

Таким образом:

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле кручения.

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений;

- постоянная составляющая цикла напряжений;

- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.

Согласно [4] стр. 165, таблица 8.5 принимаем .

- масштабный фактор для касательных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

- коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Согласно [2] стр. 300 принимаем для среднеуглеродистых сталей .

Таким образом:

Общий запас сопротивления усталости:

Следовательно, данное условие выполняется.

II) Проверка на статическую прочность (в период пуска).

Т.к. данная проверка выполнялась с большим запасом в пункте 2.5.1, проводить её в дальнейшем не имеет смысла ввиду неизбежной выполнимости.

Проверочный расчёт 2-го промежуточного вала.

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу - ;

радиальная сила:

на шестерне - ; на колесе - ;

окружная сила

на шестерне - ; на колесе -

ширина подшипника - ;

диаметр вала под подшипник - ;

диаметр колеса - ;

диаметр шестерни - ;

материал вала - сталь 45 с термообработкой - улучшение;

предел прочности материала вала - ;

предел текучести материала вала - .

1) Определяем значения поперечных сил и изгибающих моментов, действующих на вал, и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Длина опор вала

Строим эпюры изгибающих (в вертикальной и горизонтальной плоскостях) и крутящих моментов.

Определяем значения реакций:

I) вертикальная плоскость

вертикальная составляющая реакции в опоре А:

вертикальная составляющая реакции в опоре В:

II) горизонтальная плоскость

горизонтальная составляющая реакции в опоре А:



горизонтальная составляющая реакции в опоре В:

Определяем изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

I) вертикальная плоскость

II) горизонтальная плоскость

Определяем результирующие моменты в сечениях I и II:

Определяем результирующие реакции в опорах А и В:



2) Проверяем сечение вала на усталостную и статическую прочность.

I) Проверка на усталостную прочность.

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяют по формуле

Параметры формулы см. в пункте 2.5.1

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле изгиба.

Для углеродистых сталей (сталь 45):

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений

где - изгибающий момент в исследуемом сечении.

В нашем случае

- момент сопротивления сечения изгибу.

В нашем случае в качестве концентратора напряжений выступает шпоночный паз, следовательно, определяется по формуле:

где - диаметр вала в исследуемом сечении;

- ширина шпоночного паза;

- глубина шпоночного паза.

Следовательно

Следовательно

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.

Согласно [4] стр. 165, таблица 8.5 принимаем .

- масштабный фактор для нормальных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

Таким образом:



Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле кручения.

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений;

- постоянная составляющая цикла напряжений;

- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.

Согласно [4] стр. 165, таблица 8.5 принимаем .

- масштабный фактор для касательных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

- коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Согласно [2] стр. 300 принимаем для среднеуглеродистых сталей .

Таким образом:

Общий запас сопротивления усталости:

Следовательно, данное условие выполняется.

II) Проверка на статическую прочность (в период пуска).

Т.к. данная проверка выполнялась с большим запасом в пункте 2.5.1, проводить её в дальнейшем не имеет смысла ввиду неизбежной выполнимости. Проверочный расчёт тихоходного вала.

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу - ;

радиальная сила на колесе: ;

окружная сила на колесе: ;

ширина подшипника - ;

диаметр вала под подшипник - ;

диаметр колеса - ;

материал вала - сталь Ст5 без термообработки;

предел прочности материала вала - ;

предел текучести материала вала - .

1) Определяем значения поперечных сил и изгибающих моментов, действующих на вал, и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Для построения эпюр изгибающих моментов необходимо определить следующие параметры: I) длина концевого участка вала (под полумуфту)

где - длина участка вала под полумуфту. Согласно [4] стр. 278 принимаем .

Следовательно, получим:

II) длина опор вала

III) сила (дополнительная сила, нагружающая вал вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов).

Согласно [2] стр. 298 принимаем .

Строим эпюры изгибающих (в вертикальной и горизонтальной плоскостях) и крутящих моментов.

Определяем значения реакций:

I) вертикальная плоскость

вертикальная составляющая реакции в опоре А:

вертикальная составляющая реакции в опоре В:

II) горизонтальная плоскость

горизонтальная составляющая реакции в опоре А:

горизонтальная составляющая реакции в опоре В:

Определяем изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

I) вертикальная плоскость

II) горизонтальная плоскость

Определяем результирующие моменты в сечениях I и II:

Определяем результирующие реакции в опорах А и В:

2) Проверяем сечение вала на усталостную и статическую прочность.

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяют по формуле

Параметры формулы см. в пункте 2.5.1

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле изгиба.

Для углеродистых сталей (сталь 45):

 - амплитуда переменной составляющей цикла напряжений

где - изгибающий момент в исследуемом сечении.

В нашем случае

- момент сопротивления сечения изгибу.

В нашем случае в качестве концентратора напряжений выступает галтель, следовательно, определяется по формуле:

где - диаметр вала в исследуемом сечении;

Следовательно

Следовательно

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.

Согласно [4] стр. 163, таблица 8.2 принимаем .

- масштабный фактор для нормальных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

Таким образом:

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле кручения.

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений;

- постоянная составляющая цикла напряжений;

- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.

Согласно [4] стр. 163, таблица 8.2 принимаем .

- масштабный фактор для касательных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

- коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Согласно [2] стр. 300 принимаем для углеродистых сталей .

Таким образом:

Общий запас сопротивления усталости:

Следовательно, данное условие выполняется.

2.6 Подбор подшипников качения

Подбор и проверка подшипников качения для быстроходного вала.

Исходные данные:

диаметр вала под подшипник - ;

частота вращения вала ;

реакции опор:

, ;

;

1) Выбор подшипника.

Для быстроходного вала были выбраны подшипники № 46306 - шариковые радиально-упорные однорядные средней узкой серии ().

Параметры подшипника: , , , ,

динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность (см. [4] стр. 400).

2) Проверка подшипника по наиболее нагруженной опоре.

Проверку выполняем только по динамической грузоподъёмности, т.к. частота вращения вала больше 1-го оборота в минуту.

Номинальная долговечность подшипника (ресурс) определяется по зависимости:

где - динамическая грузоподъёмность подшипника (кН);

- эквивалентная нагрузка на подшипник (кН);

- принимается для шарикоподшипников.

а также по зависимости:

где - частота вращения вала;

- номинальная долговечность (час).

Следовательно, определяем :



Определяем эквивалентную нагрузку :

где - коэффициент радиальной нагрузки;

- коэффициент осевой нагрузки;

- коэффициент вращения (т.к. вращается внутренне кольцо );

- коэффициент безопасности (согласно [1] стр. 85, таблица 6.3 принимаем );

- температурный коэффициент (т.к. принимаем ).

Проверяем наиболее нагруженную опору В:

Получаем: , , .

Следовательно

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность и сравниваем её с заданной:

Выбранный подшипник не подходит т.к. имеется перегруз.

Выбираем подшипник лёгкой узкой серии () № 36206.

Параметры подшипника: , , , , динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность (см. [4] стр. 400).

Т.к.

окончательно принимаем подшипник № 36206.

Подбор и проверка подшипников качения для 1-го промежуточного вала.

Исходные данные:

диаметр вала под подшипник - ;

частота вращения вала ;

реакции опор:

;

,

1) Выбор подшипника.

Для 1-го промежуточного вала предварительно были выбраны подшипники № 46306 - шариковые радиально-упорные однорядные средней узкой серии ().

Параметры подшипника: , , , ,

динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность (см. [4] стр. 400).

2) Проверка подшипника по наиболее нагруженной опоре.

Проверку выполняем только по динамической грузоподъёмности, т.к. частота вращения вала больше 1-го оборота в минуту.

Номинальная долговечность подшипника (ресурс) определяется по зависимости:

где - динамическая грузоподъёмность подшипника (кН);

- эквивалентная нагрузка на подшипник (кН);

- принимается для шарикоподшипников.

а также по зависимости:

где - частота вращения вала;

- номинальная долговечность (час).

Следовательно, определяем :

Определяем эквивалентную нагрузку :

где - коэффициент радиальной нагрузки;

- коэффициент осевой нагрузки;

- коэффициент вращения (т.к. вращается внутренне кольцо );

- коэффициент безопасности (принимаем );

- температурный коэффициент (т.к. принимаем ). Проверяем наиболее нагруженную опору А:

Получаем: , , .

Следовательно

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность и сравниваем её с заданной:

Выбранный подшипник не подходит т.к. имеется перегруз.

Выбираем подшипник лёгкой узкой серии () № 36206.

Параметры подшипника: , , , ,

динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность (см. [4] стр. 400).

Т.к.

окончательно принимаем подшипник № 36206.

Подбор и проверка подшипников качения для 2-го промежуточного вала.

Исходные данные:

диаметр вала под подшипник - ;

частота вращения вала ;

реакции опор:

;

.

1) Выбор подшипника.

Для 2-го промежуточного вала предварительно были выбраны подшипники № 308 - шариковые радиальные однорядные средней серии.

Параметры подшипника: , , , , динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность (см. [4] стр. 394).

2) Проверка подшипника по наиболее нагруженной опоре.

Проверку выполняем только по динамической грузоподъёмности, т.к. частота вращения вала больше 1-го оборота в минуту.

Номинальная долговечность подшипника (ресурс) определяется по зависимости:

где - динамическая грузоподъёмность подшипника (кН);

- эквивалентная нагрузка на подшипник (кН);

- принимается для шарикоподшипников.

а также по зависимости:

где - частота вращения вала;

- номинальная долговечность (час).

Следовательно, определяем :

Определяем эквивалентную нагрузку :



где - коэффициент радиальной нагрузки;

- коэффициент осевой нагрузки;

- коэффициент вращения (т.к. вращается внутренне кольцо );

- коэффициент безопасности (принимаем );

- температурный коэффициент (т.к. принимаем ).

Проверяем наиболее нагруженную опору В:

Получаем: , , .

Следовательно

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность и сравниваем её с заданной:

Выбранный подшипник не подходит т.к. имеется перегруз.

Выбираем подшипник лёгкой серии № 208.

Параметры подшипника: , , , ,

динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность (см. [4] стр. 393).

Т.к.

окончательно принимаем подшипник № 208.

Подбор и проверка подшипников качения для тихоходного вала.

Исходные данные:

диаметр вала под подшипник - ;

частота вращения вала ;

реакции опор:

;

.

1) Выбор подшипника.

Для тихоходного вала предварительно были выбраны подшипники № 314 - шариковые радиальные однорядные средней серии.

Параметры подшипника: , , , ,

динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность (см. [4] стр. 394).

2) Проверка подшипника по наиболее нагруженной опоре.

Проверку выполняем только по динамической грузоподъёмности, т.к. частота вращения вала больше 1-го оборота в минуту.

Номинальная долговечность подшипника (ресурс) определяется по зависимости:

где - динамическая грузоподъёмность подшипника (кН);

- эквивалентная нагрузка на подшипник (кН);

- принимается для шарикоподшипников.

а также по зависимости:

где - частота вращения вала;

- номинальная долговечность (час).

Следовательно, определяем :

Определяем эквивалентную нагрузку :

где - коэффициент радиальной нагрузки;

- коэффициент осевой нагрузки;

- коэффициент вращения (т.к. вращается внутренне кольцо );

- коэффициент безопасности (принимаем );

- температурный коэффициент (т.к. принимаем ).

Проверяем наиболее нагруженную опору В:

Получаем: , , .

Следовательно

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность и сравниваем её с заданной:

Выбранный подшипник не подходит т.к. имеется перегруз.

Выбираем подшипник особолёгкой серии № 114.

Параметры подшипника: , , , ,

динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность (см. [4] стр. 393).

Т.к.

окончательно принимаем подшипник № 114.

2.7 Подбор и проверка шпонок. Проектирование шпоночных соединений

Подбор и проверка шпонок для быстроходного вала.

Исходные данные:

вращающий момент на валу - ;

посадочный диаметр вала под шпонку .

Для соединения вала с деталями, передающими вращение, часто применяют призматические шпонки из стали, имеющей , например, из сталей 45, Ст6.