Проектирование приводной станции к горизонтальному ленточному транспортеру для навалочных материалов с документацией

Министерство сельского хозяйства и продовольствия республики Беларусь

Учреждение образования

Белорусский государственный аграрный технический университет

Кафедра «Сопротивления материалов и деталей машин»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по деталям машин и прикладной механике

На тему:

Проектирование приводной станции к горизонтальному

ленточному транспортеру для навалочных материалов с документацией

Минск 2008 г.

ВЕДОМОСТЬ ПРОЕКТА

Реферат

Введение

1. Силовой и кинематический расчет

2. Расчет ременной передачи

3. Расчет цилиндрической косозубой передачи

4. Расчет цилиндрической прямозубой передачи

5. Расчет ведущего вала

5.1 Проектный расчет

5.2 Проверочный расчет

6. Расчет ведомого вала

6.1 Проектный расчет

6.2 Проверочный расчет

7.Расчет промежуточного вала

7.1 Проектный расчет

7.2 Проверочный расчет

8. Расчет подшипников ведущего вала

9. Расчет подшипников промежуточного вала

10. Расчет подшипников ведомого вала

11. Конструирование узлов и деталей редукторной установки

11.1 Конструирование зубчатых колес

11.2 Конструирование крышек подшипников

11.3.конструирование корпуса редуктора

11.4 Конструирование шкивов ременной передачи

11.5 Конструирование рамы редукторной установки

12.Выбор и проверка шпоночных соединений

13. Выбор масла и способа смазывания

14. Выбор муфты

15. Сборка редуктора

16. Посадки основных деталей редукторной установки

17. Техника безопасности

Литература

РЕФЕРАТ

Курсовой проект выполнен студентом 3-го курса 22 МПг группы Тимофеевым А.Н.

Цель работы состояла в том, чтобы спроектировать приводную станцию к горизонтальному ленточному транспортеру.

Были выполнены расчеты: кинематической, цилиндрической передачи, ременной передачи, валов редуктора, подшипников, муфты, смазки, шпоночных соединений.

Курсовой проект содержит пояснительную записку и графическую часть. Графическая часть состоит из двух чертежей формата А1 (чертеж редуктора и чертеж приводной станции) и трех чертежей формата А3 (тихоходный вал редуктора, зубчатое колесо тихоходной передачи, ведомый шкив ременной передачи).

Пояснительная записка содержит 64 листа машинописного текста, пяти листов приложений (спецификации приводной станции - два листа и редуктора - три листа). В пояснительной записке содержится 14 рисунков и 2 таблицы.

Ключевые слова:

редуктор, зубчатая передача, клиноременная передача, вал, подшипник, шпонка, муфта, прочность, выносливость.

ВВЕДЕНИЕ

В курсе «Детали машин» изложены вопросы теории расчёта и конструирования деталей и сборочных единиц общего назначения с учетом заданных условий работы машины.

Курсовой проект по деталям машин призван способствовать закреплению, углублению и общению знаний, полученных студентами во время изучения данного курса и применению этих знаний к комплексному решении инженерной задачи по проектированию деталей, узлов и машины в целом.

Курсовое проектирование по деталям машин является конструкторской работой, при выполнении которой применяются знания по многим техническим предметам. Данный проект должен способствовать развитию творческой инициативы и подготовить студентов к решению различных производственных задач. В процессе работы над проектом студенты получают навыки анализа существующих конструкций с учетом их преимуществ, недостатков, определения путей их устранения при использовании справочной литературы, гостов, таблиц и т.д.; закрепить правила оформления пояснительной записки и графическое оформление своих конструкторских решений.

1. СИЛОВОЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Для расчета параметров приводной станции горизонтального ленточного транспортера используем следующие исходные данные:

Мощность, затрачиваемая на тех. Процесс Р_т = 3,2 кВт;

Частота вращения технологического вала n_т = 50 мин^-1;

Вид гибкой передачи ременная;

Режим работы тяжелый;

Срок службы приводной станции L_h = 5?10³ часов.

Кинематическая схема привода приведена на рис. 1.1.

Рис. 1.1 Кинематическая схема приводной станции горизонтального ленточного транспортера. 1 - электродвигатель, 2- соосный редуктор, 3 - косозубая цилиндрическая передача, 4 - прямозубая передача, 5 - соединительная муфта, 6 - ременная передача

1.1 Определение общего КПД привода

Для определения общего кпд привода используем формулу:

;(1.1)

где - кпд ременной передачи. Принимаем по табл. 1.1. [1];

- кпд косозубой цилиндрической передачи. Принимаем по табл. 1.1. [1];

- кпд прямозубой цилиндрической передачи. Принимаем по табл. 1.1. [1];

- кпд пары подшипников. Принимаем по табл. 1.1. [1];

N - число пар подшипников. На основании кинематической схемы приводной станции принимаем N=3.

При подстановки в формулу получим:

1.2 Определение требуемой мощности двигателя

Требуемую мощность электродвигателя определяем по формуле:

;(1.2.)

где - мощность, затрачиваемая на техпроцесс. На основании исходных данных ;

После подстановки получим:

1.3 Определение требуемой частоты вращения электродвигателя

Для определения данного параметра применяем формулу:

; (1.3)

где - частота вращения технологического вала. По исходным данным задания принимаем ;

- передаточное отношение ременной передачи. Предварительно принимаем по табл. 1.2 [1];

- передаточное отношение быстроходной ступени соосного редуктора. Предварительно принимаем по табл. 1.2 [1];

- передаточное отношение тихоходной ступени соосного редуктора. Предварительно принимаем по табл. 1.2 [1].

Произведя подстановку числовых значений, получим требуемую частоту вращения электродвигателя:

1.4 Выбор электродвигателя

На основании полученных при вычислении значений требуемой мощности и частоты вращения электродвигателя принимаем по приложению П1 [2] электродвигатель имеющий обозначение: 4АИР100L4У3

Данный электродвигатель имеет следующую техническую характеристику, приведенную в приложении П1 [2]:

Мощность электродвигателя ;

Синхронная частота вращения ;

Коэффициент скольжения .

Геометрические параметры двигателя выбираем по приложению П2 [2]. Графическое их отображение приведено на рис. 1.2.

1.5 Определение асинхронной частоты вращения электродвигателя.

Данный параметр определяем по формуле;

(1.4.)

1.6 Определение угловой скорости вала электродвигателя

Для определения угловой скорости вала электродвигателя используем формулу:

(1.5.)

Рис. 1.2 Геометрические параметры электродвигателя 4АИР100L4У3

1.7 Определение угловой скорости технологического вала

Для определения угловой скорости технологического вала приводной станции используем формулу:

(1.6.)



1.8 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

Для определения общего передаточного отношения привода используем формулу:

(1.7.)

В соответствии с ГОСТ 2185-66 приведенном на стр. 36 [2] и с учетом кинематической схемы принимаем передаточное отношение ременной передачи . Учитывая полученные числовые значения передаточное отношение редуктора можно определить по формуле:

(1.8.)

Исходя из того, что цилиндрический редуктор имеет соосную компоновку передаточные отношения ступеней можно определить по выражениям, приведенным в табл. 1.3. [1]:

(1.9.)

(1.10.)

1.9 Определение параметров на всех валах приводной станции горизонтального ленточного транспортера (передаваемой мощности, угловой скорости, частот вращения, крутящих моментов)

Для определения данных параметров используем формулы

(1.11.)

(1.12.)

(1.13.)

(1.14.)

Результаты вычислений для всех валов приводной станции горизонтального ленточного транспортера, полученных при помощи формул (1.11.), (1.12.), (1.13.), (1.14.) заносим в табл. 1.1.

Таблица 1.1

Параметры валов приводной станции горизонтального ленточного транспортера

	Р, кВт	n, мин-1	щ, с-1	Т, Н?м
1	3,58	953	99,75	35,86
2	3,43	340,36	35,62	96,39
3	3,30	123,93	36,32	90,81
4	3,20	50	5,23	218,38



2. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Для расчета параметров ременной передачи используем следующие исходные данные:

Передаваемая мощность Р₁ = 3,58 кВт;

Частота вращения ведущего шкива n₁ = 953 мин^-1;

Крутящий момент на валу Т₁ = 35,86 Н?м;

Передаточное отношение u_рем = 2,8.

2.1 Выбор профиля ремня.

Для выбора профиля ремня используем номограмму, приведенную на рис. 7.3. [2], с учетом параметров, по которым выбирается профиль ремня. Для данного случая принимаем сечения ремня Б.

Геометрические параметры и размеры ремня, необходимые для дальнейших расчетов выбираем по табл. 7.7. [2].

Диаметр ведущего шкива d₁ = не менее 125 мм;

Расчетная ширина ремня l_р = 14,0 мм;

Наибольшая ширина ремня W = 17,0 мм;

Высота профиля ремня h = 10,5 мм;

Площадь поперечного сечения ремня А = 133 мм²;

Масса одного погонного метра ремня 0,1 кг.

2.2 Определение диаметра шкивов

Для определения диаметра шкивов используем формулу:

(мм) (2.1.)

В соответствии с ГОСТ 17383-73, приведенном на стр. 120 [2] принимаем d₁ = 125 мм.

Определение диаметра ведомого шкива производим по формуле:

;(2.2.)

где е - коэффициент упругости скольжения. Принимаем для передач с регулируемым натяжением ремня е = 0,015 по стр. 120 [2].

При подстановке получим:

(мм)

В соответствии с ГОСТ 17383-73 принимаем ближайшее значение к полученному при вычислениях d₂ = 355 мм по стр. 120 [2].

2.3 Определение межосевого расстояния

Для определения данного параметра ременной передачи применяем формулу:

;(2.3.)

Предварительно принимаем а = 480 мм.

2.4 Определение расчетной длины ремня.

При определения данного параметра передачи используем формулу:



;(2.4.)

(мм)

Необходимо учитывать, что ремни имеют стандартный ряд длин, приведенных в табл. 7.7. [2]. Исходя из полученного расчетного значения принимаем ближайшее значение из этого ряда L = 1800 мм.

2.5 Уточнение межосевого расстояния

Уточнение межосевого расстояния производим на основании принятой стандартной длины ремня, с использованием формулы:

(мм) (2.5.)

2.6 Монтажные требования

В соответствии с монтажными требованиями в ременной передачи необходимо предусмотреть уменьшение и увеличение межосевого расстояния для нормальной работы и обслуживания передачи.

Увеличение (мм) (2.6.)

Уменьшение (мм) (2.7.)

2.7 Определение угла обхвата меньшего шкива и скорости ремня

Угол обхвата определяем по формуле:



(2.8.)

Линейная скорость ремня определяется по формуле:

(м/с) (2.9.)

2.8 Определение допускаемой мощности передаваемой одним ремнем типовой ременной передачи

Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем типовой ременной передачи принимается по табл. 7.8. [2], при условиях принятых расчетным путем: d₁ = 125 мм, U = 2,8, n₁ = 953 мин^-1 - [P]₀ = 1,45 кВт.

2.9 Определение допускаемой мощности передаваемой ремнем

Для определения допускаемой мощности передаваемой ремнем используем формулу:

; (2.10.)

где - коэффициент угла обхвата. Определяем по выражению:

(2.11.)

- коэффициент, учитывающий режим работы. При односменной работе в тяжелых условиях принимаем ;

- коэффициент, учитывающий влияние скорости на работу передачи. Принимаем ;

- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона передачи к горизонту и способ натяжения ременной передачи. Принимаем при горизонтальном расположении передачи ;

При подстановке численных значений в формулу (2.10.) получим:

(кВт)

2.10 Определение необходимого количества ремней

При определении необходимого количества ремней для передачи расчетной мощности используем формулу:

(ремня) (2.12.)

Учитывая полученный результат, принимаем z=3.

2.11 Определение окружного усилия

Для определения окружного усилия, действующего на ведущем шкиву используем формулу:

(Н) (2.13.)

2.12 Определение предварительного натяжения ремня

Предварительное натяжение ремня определяется по формуле:

; (2.14.)

где - напряжение оп предварительного натяжения ремня. Принимаем МПа;

А - площадь поперечного сечения ремня. Для принятого сечения ремня А=133 мм²;

После подстановки получим:

(Н)

2.13 Определение натяжения ведущей и ведомой ветвей ременной передачи

Натяжение ветвей ременной передачи определяется по формулам:

ведущая (Н) (2.15.)

ведомая (Н) (2.16.)

2.14 Определение нагрузки на вал редуктора от ременной передачи

Для определения величины нагрузки на вал редуктора используем формулу:

; (2.17.)

где б₁ - угол обхвата ремнем ведущего шкива. По расчету

При подстановке получим:



(Н)

2.15 Проверка ремня на долговечность

При проверке ремня на долговечность применяем выражение:

; (2.18.)

где - допустимое значение частоты цикла изменения напряжения в ременной передачи. Принимаем для клиноременной передачи с^-1;

V - линейная скорость ремня. По расчетам V=6,23 м/с;

L - длина ремня. По расчету L=1,8 м.

При подстановке получим:

Анализируя полученный результат, можно сделать вывод, что ремень используемый в данной ременной передачи обладает определенным запасом долговечности.

2.16 Определение напряжения в работающем ремне

Напряжения в работающем ремне определяются по формуле:

;(2.19.)



где у_изг - напряжение в ремне от изгиба. Определяется по формуле:

; (2.20.)

где h - высота профиля ремня. Принято по характеристики для сечения ремня Б - h=10,5 мм;

d₁ - диаметр ведущего шкива. По расчету d₁=125 мм;

Е - модуль продольной упругости. Принимаем Е=80 МПа;

- напряжения в ремне от растяжения. Определяется по формуле:

;(2.21.)

где с - плотность ремня. Принимаем с = 1200 кг/м³;

V - линейная скорость ремня. По расчетам V=6,23 м/с;

- напряжения в ремне от растяжения. Определяется по формуле:

; (2.22.)

где - напряжение от предварительного натяжения. По расчету принято ранее МПа;

F_t - окружное усилие, действующее на ремень. По расчету F_t=573,76 Н;

А - площадь поперечного сечения ремня. Принято для сечения ремня А=133 мм²;

z - число ремней в передаче. Для данного случая z=3.

При подстановке численных значений в выражения (2.22.), (2.21.), (2.20.), (2.19.) получим результат:

(МПа)

(МПа)

(МПа)

(МПа)

Получив численное значение максимального напряжения в работающем ремне сравниваем его с допустимым значением. При этом должно выполняться условие:

(МПа) (МПа)

На основании произведенного сравнения мы видим, что оно удовлетворяет условиям по действию напряжений в работающем ремне.

Кроме того, необходимо отметить, что данная ременная передача соответствуют расчетным и исходным параметрам, а также имеет достаточную работоспособность.

3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

Для расчета цилиндрической косозубой передачи необходимы следующие исходные данные:

Крутящий момент на колесе Т₂=90,81 Н?м;

Передаточное отношение u_кос=2,75.

3.1 Выбор материала шестерни и колеса

3.1.1 Шестерня

Для изготовления шестерни принимаем Сталь 45, подвергаемую термообработке улучшение и имеющей твердость НВ=230 для заготовок диаметром до 120 мм по табл. 3.3. [2].

3.1.2 Колесо

Для изготовления колеса принимаем Сталь 45. подвергаемую термообработке улучшение и имеющей твердость НВ=200 для заготовок с диаметром свыше 160 мм по табл. 3.3 [2].

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений.

Для определения данного значения используем формулу:

; (3.1.)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Для принятой марки стали определяется по условию:

(МПа) (3.2.)

К_НL - коэффициент долговечности. При условии того, что число циклов нагружения каждого зуба колеса принимается К_НL=1 по стр. 33 [2];

[S]_H - коэффициент безопасности. Для колес из улучшенной стали принимаем [S]_H=1,15 по стр. 33 [2].

При подстановке получим:

(МПа)

3.3 Проектный расчет передачи (определение межосевого расстояния)

Предварительное числовое значение межосевого расстояния определяется по формуле:

; (3.3.)

где К_а - вспомогательный коэффициент. Принимаем К_а=430 МПа;

u - передаточное отношение. По расчету u=2,75;

Т₂ - крутящий момент на валу колеса. По расчету Т₂=90,81 Н?м;

К_Нв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем К_Нв=1 по табл. 3.1. [2];

Ш_ba - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию. Для косозубой передачи Ш_ba=0,25 по стр. 33 [2].

(мм)

Полученное значение межосевого расстояния, сравниваем с ближайшим большим стандартным значением по ГОСТ 2185-66. При условии, что разность между полученным и стандартным значением, превышающим полученное меньше 15% предварительно принимаем (мм).

3.4 Определение модуля зацепления

Модуль зацепления определяем по выражению:

(мм) 3.4.)

Из полученного интервала, в соответствии с ГОСТ 9563-70 принимаю m_n = 2,00 мм по стр. 36 [2].

Определение окружного модуля производится по формуле:

(мм) (3.5.)

где в - угол наклона линии зуба. Предварительно принимаем .

3.5 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Определение числа зубьев шестерни производим по формуле:

(3.6.)

Принимаем Z₁=29.

Число зубьев колеса определяем по формуле:

(3.7.)

Принимаем Z₂=80. На основании принятых значений числа зубьев шестерни и колеса определяем фактическое значение передаточного отношения передачи:

(3.8.)

Отклонение фактического передаточного отношения от предварительно принятого составляет 0,31%.

3.6 Уточнение угла наклона зубьев зубчатых колес

Для определения данного параметра используем формулу:

(3.9.)

3.7 Уточнение межосевого расстояния

Для определения уточненного межосевого расстояния используем формулу:

(мм) (3.10.)

В дальнейших расчетах будет использоваться уточненное значение межосевого расстояния.



3.8 Определение геометрических параметров зубчатых колес

3.8.1 Колесо

(мм) (3.11.)

(мм) (3.12.)

(мм) (3.13.)

(мм) (3.14.)

Принимаем мм.

3.8.2 Шестерня

(мм) (3.15.)

(мм) (3.16.)

(мм) (3.17.)

(мм) (3.18.)

3.9 Проверочный расчет передачи

Для проверочного расчета передачи используем формулу:

;(3.19.)

где К - вспомогательный коэффициент. Для цилиндрической косозубой передачи К=376;

F_t - окружная сила, действующая в зацеплении. Определяется по формуле:

(Н) (3.20.)

К_Нб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Принимаем К_Нб=1,07 по табл. 3.4. [2];

К_Нв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Принимаем К_Нв=1 по табл. 3.5. [2];

К_НV - коэффициент динамической нагрузки. Принимаем К_НV=1 по табл. 3.6. [2].

При подстановке числовых значений получим:

(МПа)

Сравнивая полученный результат с допустимым получаем МПа МПа. Недогрузка передачи составляет 9,89%.

3.10 Определение сил, действующих в зацеплении

Окружная сила: F_t1=F_t2=1101,44 Н.

Радиальная сила:

(Н); (3.21.)

где б - угол зацепления. Принимаем б=20^?.

Осевая сила



(Н)(3.22.)

Схема сил, действующих в зацеплении косозубой цилиндрической передачи приведена на рис. 3.1.

Рис. 3.1. Схема сил, действующих в зацеплении цилиндрической косозубой передачи.

3.11 Проверка зубьев на усталость по напряжениям изгиба

Проверка зубьев на усталость по напряжениям изгиба производим для колеса и осуществляем по формуле:

;(3.23.)

где К_F2 - вспомогательный коэффициент нагрузки. Определяется по формуле:

;(3.24.)

К_Fб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. По стр. 63 [3] для цилиндрических косозубых колес принимаем К_Fб=0,91;

К_Fв - коэффициент неравномерности по длине зуба. Принимаем по стр. 63 [3] К_Fв=1;

К_FV - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колеса. Принимаем К_FV=1,1 по табл. 3.8. [2];

Y_F2 - коэффициент, учитывающий форму зуба при Z₂=80 принимаем Y_F2=3,61 по стр. 42 [2];

Y_в - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба. Определяется по выражению:

(3.25.)

[у_F2] - допускаемое напряжение изгиба материала колеса. Определяется по формуле:

;(3.26.)

где - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов. Определяется по условию, приведенному в табл. 3.9. [2]:

(МПа)(3.27.)

[S]_F - коэффициент безопасности. Определяется по условию:

;(3.28.)

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала. Принимаем по табл. 3.9. [2] ;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для литых заготовок принимаем по стр. 44 [2].

При подстановке параметров в формулы (3.26.), (3.27.), (3.28.) получим численные значения:

(МПа)

(МПа) (МПа)

Произведя данный расчет мы убедились, что зубчатые колеса, входящие в передачу обладают определенной прочностью и работоспособностью.

4. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

Для расчета цилиндрической прямозубой передачи необходимы следующие исходные данные:

Крутящий момент на колесе Т₂=218,38 Н?м;

Передаточное отношение u_прям=2,5.

4.1 Выбор материала шестерни и колеса

4.1.1 Шестерня

Для изготовления шестерни принимаем Сталь 45, подвергаемую термообработке улучшение и имеющей твердость НВ=270 для заготовок диаметром до 120 мм по табл. 3.3. [2].

4.1.2 Колесо

Для изготовления колеса принимаем Сталь 45. подвергаемую термообработке улучшение и имеющей твердость НВ=245 для заготовок с диаметром свыше 160 мм по табл. 3.3 [2].

4.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Для определения данного значения используем формулу:

;(4.1.)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Для принятой марки стали определяется по условию:

(МПа) (4.2.)



К_НL - коэффициент долговечности. При условии того, что число циклов нагружения каждого зуба колеса принимается К_НL=1 по стр. 33 [2];

[S]_H - коэффициент безопасности. Для колес из улучшенной стали принимаем [S]_H=1,15 по стр. 33 [2].

При подстановке получим:

(МПа)

4.3 Определение межосевого расстояния

На основании исходных данных задания на проектирование данной приводной станции принимаем мм, т. к. редуктор имеет соосную компоновочную схему.

4.4 Определение модуля зацепления

Модуль зацепления определяем по выражению:

(мм) (4.3.)

Из полученного интервала, в соответствии с ГОСТ 9563-70 принимаю m_n = 2,24 мм по стр. 36 [2].

4.5 Определение числа зубьев шестерни и колеса

При определении числа зубьев первоначально производится расчет эквивалентного числа зубьев по формуле:



(4.4.)

Принимаем Z_У=100.

На основании полученного значения определяем число зубьев шестерни:

(4.5.)

Принимаем число зубьев шестерни Z₁=29/

Число зубьев колеса определяем по формуле:

(4.6.)

На основании принятых значений числа зубьев шестерни и колеса определяем фактическое значение передаточного отношения передачи:

(4.7.)

Отклонение фактического передаточного отношения от предварительно принятого составляет 2,07 %.

4.6 Определение геометрических параметров зубчатых колес

4.6.1 Колесо



(мм) (4.8.)

(мм) (4.9.)

(мм) (4.10.)

(мм) (4.11.)

Принимаем мм

4.6.2 Шестерня

(мм) (4.12.)

(мм) (4.13.)

(мм) (4.14.)

(мм) (4.15.)

4.7 Проверочный расчет передачи

Для проверочного расчета передачи используем формулу:

;(4.16.)

где К - вспомогательный коэффициент. Для цилиндрической прямозубой передачи К=436;

F_t - окружная сила, действующая в зацеплении. Определяется по формуле:

(Н) (4.17.)

К_Нб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Принимаем К_Нб=1 по табл. 3.4. [2];

К_Нв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Принимаем К_Нв=1,01 по табл. 3.5. [2];

К_НV - коэффициент динамической нагрузки. Принимаем К_НV=1,05 по табл. 3.6. [2].

При подстановке числовых значений получим:

(МПа)

Сравнивая полученный результат с допустимым получаем МПа МПа. Данная передача будет работать с перегрузкой, которая составляет 4,9%.

4.8 Определение сил, действующих в зацеплении

Окружная сила: F_t1=F_t2=2746,23 Н.

Радиальная сила:

(Н); (4.18.)

где б - угол зацепления. Принимаем б=20^?.

Схема сил, действующих в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи приведена на рис. 4.1.

4.9 Проверка зубьев на усталость по напряжениям изгиба

Проверка зубьев на усталость по напряжениям изгиба производим для колеса и осуществляем по формуле:

;(4.19.)

Рис. 4.1. Схема сил, действующих в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи.

где К_F2 - вспомогательный коэффициент нагрузки. Определяется по формуле:

;(4.20.)

К_Fб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. По стр. 63 [3] для цилиндрических косозубых колес принимаем К_Fб=0,91;

К_Fв - коэффициент неравномерности по длине зуба. Принимаем по стр. 63 [3] К_Fв=1;

К_FV - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колеса. Принимаем К_FV=1,1 по табл. 3.8. [2];

Y_F2 - коэффициент, учитывающий форму зуба при Z₂=71 принимаем Y_F2=3,6 по стр. 42 [2]

[у_F2] - допускаемое напряжение изгиба материала колеса. Определяется по формуле:

;(4.21.)

где - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов. Определяется по условию, приведенному в табл. 3.9. [2]:

(МПа) (4.22.)

[S]_F - коэффициент безопасности. Определяется по условию:

;(4.23.)

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала. Принимаем по табл. 3.9. [2] ;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для литых заготовок принимаем по стр. 44 [2].

При подстановке параметров в формулы (4.21.), (4.22.), (4.23.) получим численные значения:

(МПа)

(МПа) (МПа)

Произведя данный расчет мы убедились, что зубчатые колеса, входящие в передачу обладают определенной прочностью и работоспособностью.

5. РАСЧЕТ ВЕДУЩЕГО ВАЛА

Расчет ведущего вала осуществляем на основании исходных данных:

крутящий момент на ведущем валу Т₁=96,39 Н?м

частота вращения ведущего вала n₁=340,36 мин ^-1

нагрузки, действующие на данный вал в зацеплении

F_t1=1101,44 Н

F_r1=412,924 Н

F_х1=274,475 Н

нагрузка на вал от ременной передачи F_р=1168,32 Н

5.1 Проектный расчет

5.1.1 Определение диаметра выходного конца вала

При определении данного параметра используем выражение:

;(5.1.)

где Т₁ - крутящий момент на ведущем валу, Н?м

[ф]_кр - допускаемое напряжение на кручение для стали 45 принимаем [ф]_кр=20МПа по стр. 160[2];

При подстановке числовых значений получим:

Исходя из полученного числового значения и в соответствии со стандартным рядом значений стр.161 [2] принимаем d_в=30 мм.

5.1.2 Эскизная компоновка ведущего вала

Данный вид компоновки позволяет принять предварительные геометрические параметры вала, которые будут проверены на прочность в результате проведения расчетов.

Диаметр вала под уплотнение d_м=35 мм. Параметры уплотнения: Манжета 1-35х58 ГОСТ 8752-79.

Диаметр вала под подшипник d_п=40 мм. Предварительно принимаем роликовый подшипник 46208 ГОСТ 831-75.

Диаметр вала под шестерню d_ш=45 мм. В данном случае применяем вал, выполненный заодно с шестерней.

Длина выходного конца вала определяется по выражению:

(5.2.)

Принимаем длину выходного конца вала l=45 мм.

Эскизная компоновка ведущего вала приведена на рис. 5.1.(а).

5.1.3 Определение реакций в опорах

Направление реакций в опорах подшипников на оси x приведено на рис. 5.1.(б).

(5.3.)

(5.4.)

Проверка: (5.5.)

Из выражения (5.3.) находим неизвестную реакцию:

(Н)

Из выражения (5.4.) находим неизвестную реакцию:

Рис. 5.1 Эскизная компоновка ведущего вала

(Н)

Полученные значения реакций в опорах подставляем в выражения (5.5.) для проверки:



Направление реакций в опорах подшипников на оси y приведено на рис. 5.1.(в).

(5.6.)

(5.7.)

Проверка: (5.8.)

Из выражения (5.6.) находим неизвестную реакцию:

(Н)

Из выражения (5.7.) находим неизвестную реакцию:

(Н)

Полученные значения реакций в опорах подставляем в выражения (5.8.) для проверки:

5.1.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Значения изгибающих моментов в точках сечений определяем по выражениям:

В т. 1, 4: М_х=0; М_y=0(5.9.)

В т. 2: М_y=0; М_х=F_р?0,0445=1168,32?0,0445=51,99 (МПа) (5.10.)

В т. 3: М_х=R_1х?0,036=550,72?0,032=17,623 (МПа) (5.11.)

М_y=F_Р?0,0805+R_1y?0,036=1168,32?0,0805+(-1797,93)?0,036=12,06 (МПа) (5.12.)

М_y=R_2y?0,036=1042,53?0,036=37,53 (МПа) (5.13.)

Построение эпюры изгибающих моментов на оси х приведено на рис. 5.1.(г).

Построение эпюры изгибающих моментов на оси y приведено на рис. 5.1.(д).

Построение эпюры крутящих моментов приведено на рис. 5.1.(ж).

5.1.5 Определение суммарного изгибающего момента

Для определения значения суммарного изгибающего момента используем выражение:

(МПа) (5.14.)

5.1.6 Определение эквивалентного изгибающего момента

Для определения данного числового значения применяем формулу:

(5.15.)

5.1.7 Определение диаметра вала в рассматриваемом или опасном сечении

Для определения диаметра вала в опасном сечении применяем формулу:

;(5.16.)



где [у_-1]_изг - допускаемые напряжения на изгиб. При симметричном цикле для стали 45 принимаем [у_-1]_изг=80 МПа.

Подставив числовые значения в формулу получим:

Окончательно принимаем d_в=40 мм.

5.2 Проверочный расчет

На основании проектного расчета произведём уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициентов запаса прочности S в опасных сечениях по формуле:

;(5.17.)

где [S] - допускаемое значение коэффициента запаса прочности. Принимаем [S]=2,5;

S_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

5.2.1.Определение коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

Данный коэффициент определяется по формуле:

;(5.18.)



где у_-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба. Для углеродистых конструкционных сталей определяем по формуле:

(5.19.)

где у_в - предел прочности, МПа. Принимаем у_в=570 МПа по табл. 3.3. [2];

k_у - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений. Принимаем k_у=1,66 по табл. 8.2. [2];

е_у - масштабный фактор для нормальных напряжений. Принимаем е_у=0,85 по табл. 8.8.[2];

в - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности. Принимаем в=0,94 по стр.162 [2];

у_х - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении, МПа. Определяется по формуле:

(5.20.)

у_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа. Определяется по формуле:

(5.21.)

ш_у - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к нормальным напряжениям. Принимаем ш_у=0,2 по стр.164 [2];

Подставляя числовые значения в формулы (5.19.), (5.20.), (5.21.), (5.18.) получим результат:

(МПа)

(МПа)

(МПа)

5.2.2 Определение коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Данный коэффициент определяется по формуле:

;(5.22.)

где ф_-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения. Для углеродистых конструкционных сталей определяем по формуле:

(5.23.)

k_ф - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений. Принимаем k_у=1,2 по табл. 8.2.[2];

е_ф - масштабный фактор для нормальных напряжений. Принимаем е_у=0,73 по табл. 8.8.[2];

в - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности. Принимаем в=0,94 по стр.162[2];

ф_х - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении, МПа;

ф_m - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению кручения в рассматриваемом сечении, МПа. Определяется по формуле:

(5.24.)

ш_ф - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к нормальным напряжениям. Принимаем ш_ф=0,1 по стр.166[2];

Подставляя числовые значения в формулы (5.23.), (5.24.), (5.22.) получим результат:

(МПа)

(МПа)

Полученные значения коэффициентов подставляем в формулу (5.17.):

На основании полученных результатов мы видим, что конструктивные параметры данного вала имеют достаточный запас прочности.

6. РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА

Расчет ведомого вала осуществляем на основании исходных данных:

крутящий момент на ведомом валу Т₁=218,38 Н?м

частота вращения ведомого вала n₁=340,36 мин ^-1

нагрузки действующие на данный вал F_t1=2746,23 Н

F_r1=998,995 Н

6.1 Проектный расчет

6.1.1 Определение диаметра выходного конца вала

При определении данного параметра используем выражение:

;(6.1.)

где Т₁ - крутящий момент на ведущем валу, Н?м

[ф]_кр - допускаемое напряжение на кручение для стали 45 принимаем [ф]_кр=20МПа по стр. 160[2];

При подстановке числовых значений получим:

(мм)

Исходя из этого условия и в соответствии со стандартным рядом значений стр.161 [2] принимаем d_в=38 мм.

6.1.2 Эскизная компоновка ведомого вала

Данный вид компоновки позволяет принять предварительные геометрические параметры вала, которые будут проверены на прочность в результате проведения расчетов.

Диаметр вала под уплотнение d_м=42 мм. Параметры уплотнения: Манжета 1-42х62 ГОСТ 8752-79.

Диаметр вала под подшипник d_п=45 мм. Предварительно принимаем роликовый подшипник 209 ГОСТ 8338-75.

Диаметр вала под колесо d_к=50 мм. Длина ступицы колеса определяется по формуле:

(мм) (6.2.)

Консольная нагрузка на вал от соединительной муфты определяется по формуле:

(Н) (6.3.)

Длина выходного конца вала принимаем в соответствии с параметрами соединительной муфты по табл. 11.1. [2] l_{вых к} = 80 мм.

Эскизная компоновка ведомого вала приведена на рис. 6.1.(а).

6.1.3 Определение реакций в опорах

Направление реакций в опорах подшипников на оси x приведено на рис. 6.1.(б).

(6.4.)

(6.5.)

Проверка: (6.6.)

Из выражения (6.4.) находим неизвестную реакцию:



(Н)

Из выражения (6.5.) находим неизвестную реакцию:

(Н)

Рис. 6.1 Эскизная компоновка ведомого вала

Полученные значения реакций в опорах подставляем в выражения (6.6.) для проверки:

Направление реакций в опорах подшипников на оси y приведено на рис. 6.1.(в).

(6.7)

(6.8)

Проверка:

(6.9.)

Из выражения (6.7.) находим неизвестную реакцию:

(Н)

Из выражения (6.8.) находим неизвестную реакцию:

(Н)

Полученные значения реакций в опорах подставляем в выражения (6.9.) для проверки:

6.1.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Значения изгибающих моментов в точках сечений определяем по выражениям:

В т. 1, 4: М_х=0; М_y=0(6.10.)

В т. 3: М_х=0; М_у=F_м?0,062=1182,2?0,062=73,3 (МПа) (6.11.)

В т. 2: М_х=R_1х?0,0575=1373,115?0,0575=78,95 (МПа) (6.12.)

М_y=R_1y?0,0575=137,86?0,0575=7,93 (МПа) (6.13.)

Построение эпюры изгибающих моментов на оси х приведено на рис. 6.1.(г).

Построение эпюры изгибающих моментов на оси y приведено на рис. 6.1.(д).

Построение эпюры крутящих моментов приведено на рис. 6.1.(ж).

6.1.5.Определение суммарного изгибающего момента

Для определения значения суммарного изгибающего момента используем выражение:

(МПа) (6.14.)

6.1.6 Определение эквивалентного изгибающего момента

Для определения данного числового значения применяем формулу:

(6.15.)

6.1.7 Определение диаметра вала в рассматриваемом или опасном сечении

Для определения диаметра вала в опасном сечении применяем формулу:

;(6.16.)

где [у_-1]_изг - допускаемые напряжения на изгиб. При симметричном цикле для стали 45 принимаем [у_-1]_изг=80 МПа.

Подставив числовые значения в формулу получим:

Окончательно принимаем d_к=50 мм.

6.2. Проверочный расчет

На основании проектного расчета произведём уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициентов запаса прочности S в опасных сечениях по формуле (5.17.):

;

где [S] - допускаемое значение коэффициента запаса прочности. Принимаем [S]=2,5;

S_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

6.2.1.Определение коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

Данный коэффициент определяется по формуле (5.18.):

;

где у_-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба. Для углеродистых конструкционных сталей определяем по формуле (5.19.):

;

где у_в - предел прочности, МПа. Принимаем у_в=570 МПа по табл. 3.3.[2];

k_у - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений. Принимаем k_у=1,6 по табл. 8.5.[2];

е_у - масштабный фактор для нормальных напряжений. Принимаем е_у=0,82 по табл. 8.8.[2];

в - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности. Принимаем в=0,94 по стр.162[2];

у_х - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении, МПа. Определяется по формуле (5.20.):

;

у_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений. Учитывая то, что F_x=0, на основании этого принимаем у_m=0.

ш_у - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к нормальным напряжениям. Принимаем ш_у=0,2 по стр.164[2];

Подставляя числовые значения в формулы (5.19.), (5.20.), (5.18.) получим результат:

(МПа)

(МПа)

6.2.2 Определение коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Данный коэффициент определяется по формуле (5.22.):

;

где ф_-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения. Для углеродистых конструкционных сталей определяем по формуле (5.23.):

;

k_ф - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений. Принимаем k_у=1,5 по табл. 8.5.[2];

е_ф - масштабный фактор для нормальных напряжений. Принимаем е_у=0,7 по табл. 8.8.[2];

в - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности. Принимаем в=0,94 по стр.162[2];

ф_х - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении, МПа;

ф_m - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению кручения в рассматриваемом сечении, МПа. Определяется по формуле (5.24.):



;

ш_ф - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к нормальным напряжениям. Принимаем ш_ф=0,1 по стр.166[2];

Подставляя числовые значения в формулы (5.23.), (5.24.), (5.22.) получим результат:

(МПа)

(МПа)

Полученные значения коэффициентов подставляем в формулу (4.18.):

На основании полученных результатов мы видим, что конструктивные параметры данного вала имеют достаточный запас прочности.

7. РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

Расчет промежуточного вала осуществляем на основании исходных данных:

крутящий момент на ведущем валу Т₂=90,81 Н?м

частота вращения ведущего вала n₁=340,36 мин ^-1

нагрузки действующие на данный вал от косозубой передачи

F_tк=1101,44 Н

F_rк=412,924 Н

F_хк=274,475 Н

нагрузки от прямозубой передачи F_tп=2746,23 Н

F_rп=998,995 Н

7.1 Проектный расчет

7.1.1 Определение диаметра выходного конца вала

При определении данного параметра в данном случае диаметра вала под подшипник используем выражение:

;(7.1.)

где Т₁ - крутящий момент на ведущем валу, Н?м

[ф]_кр - допускаемое напряжение на кручение для стали 45 принимаем [ф]_кр=20МПа по стр. 160[2];

При подстановке числовых значений получим:

(мм)

На основании полученного числового значения при расчете и в соответствии со стандартным рядом значений стр.161 [2] принимаем d_п=30 мм.

7.1.2.Эскизная компоновка промежуточного вала

Данный вид компоновки позволяет принять предварительные геометрические параметры вала, которые будут проверены на прочность в результате проведения расчетов.

Диаметр вала под подшипник d_п=30 мм. Предварительно принимаем роликовый подшипник 36206 ГОСТ 831-75.

Диаметр вала под зубчатое колесо d_к=35 мм. Длина ступицы зубчатого колеса определяется по формуле:

(7.2.)

Принимаем длину ступицы зубчатого колеса l_к=53 мм.

Диаметр упорного буртика d_б=40 мм.

Длину ступицы шестерни прямозубой цилиндрической передачи принимаем l_к=50 мм.

Длину участка вала между упорными буртиками принимаем l_в=59,5 мм.

Эскизная компоновка ведомого вала приведена на рис. 7.1.(а).

7.1.3 Определение реакций в опорах

Направление реакций в опорах подшипников на оси x приведено на рис. 7.1.(б).

(7.3.)

(7.4.)

Проверка: (7.5.)

Из выражения (7.3.) находим неизвестную реакцию:

(Н)

Рис. 7.1 Эскизная компоновка промежуточного вала

Из выражения (7.4.) находим неизвестную реакцию:

(Н)

Полученные значения реакций в опорах подставляем в выражение (7.5.) для проверки:

Направление реакций в опорах подшипников на оси y приведено на рис. 7.1.(в).

(7.6.)

(7.7.)

Проверка: (7.8.)

Из выражения (7.6.) находим неизвестную реакцию:

(Н)

Из выражения (7.7.) находим неизвестную реакцию:

(Н)

Полученные значения реакций в опорах подставляем в выражения (7.8.) для проверки:



7.1.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Значения изгибающих моментов в точках сечений определяем по выражениям:

В т. 1, 4: М_х=0; М_y=0(7.9.)

В т. 2: М_y=R_1y?0,0345=702,54?0,0345=24,24 (Н?м) (7.10.)

М_y=R_2y?0,19027-F_rп?0,1335=709,38?0,19027-998,99?0,1335=1,61 (Н?м) (7.11.)

М_х=R_1x?0,0345=1625,99?0,0345=56,1 (Н?м) (7.12.)

В т. 3: М_х=R_2х?0,05677=2221,67?0,05677=126,12 (Н?м) (7.13.)

М_y=R_2y?0,05677=709,38?0,05677=40,27 (Н?м) (7.14.)

Построение эпюры изгибающих моментов на оси х приведено на рис. 7.1.(г).

Построение эпюры изгибающих моментов на оси y приведено на рис. 7.1.(д).

Построение эпюры крутящих моментов приведено на рис. 7.1.(ж).

7.1.5Определение суммарного изгибающего момента

Для определения значения суммарного изгибающего момента используем выражение:

(Н?м) (7.15.)

7.1.6Определение эквивалентного изгибающего момента

Для определения данного числового значения применяем формулу:

(Н?м) (7.16.)

7.1.7Определение диаметра вала в рассматриваемом или опасном сечении.

Для определения диаметра вала в опасном сечении применяем формулу:

;(7.17.)

где [у_-1]_изг - допускаемые напряжения на изгиб. При симметричном цикле для стали 45 принимаем [у_-1]_изг=80 МПа.

Подставив числовые значения в формулу получим:

Окончательно принимаем d_к=35 мм.

7.2 Проверочный расчет

На основании проектного расчета произведём уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициентов запаса прочности S в опасных сечениях по формуле (5.17.):

;

где [S] - допускаемое значение коэффициента запаса прочности. Принимаем [S]=2,5;

S_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

7.2.1.Определение коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

Данный коэффициент определяется по формуле (5.18.):

;

где у_-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба. Для углеродистых конструкционных сталей определяем по формуле (5.19.):

;

где у_в - предел прочности, МПа. Принимаем у_в=570 МПа по табл. 3.3.[2];

k_у - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений. Принимаем k_у=1,5 по табл. 8.5.[2];

е_у - масштабный фактор для нормальных напряжений. Принимаем е_у=0,865 по табл. 8.8.[2];

в - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности. Принимаем в=0,94 по стр.162[2];

у_х - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении, МПа. Определяется по формуле (5.20.):

;

у_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа. Определяется по формуле (5.21.):

;

ш_у - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к нормальным напряжениям. Принимаем ш_у=0,2 по стр.164[2];

Подставляя числовые значения в формулы (5.19.), (5.20.), (5.21.), (5.18.) получим результаты:

(МПа)

(МПа)

(МПа)

7.2.2.Определение коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Данный коэффициент определяется по формуле (5.22.):

;

где ф_-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения. Для углеродистых конструкционных сталей определяем по формуле (5.23.):

;

k_ф - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений. Принимаем k_ф=1,6 по табл. 8.5.[2];

е_ф - масштабный фактор для нормальных напряжений. Принимаем е_у=0,715 по табл. 8.8.[2];

в - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности. Принимаем в=0,94 по стр.162.[2];

ф_х - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении, МПа;

ф_m - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению кручения в рассматриваемом сечении, МПа. Определяется по формуле (5.24.):

;

ш_ф - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к нормальным напряжениям. Принимаем ш_ф=0,1 по стр.166.[2];

Подставляя числовые значения в формулы (5.23.), (5.24.), (5.22.) получим результаты:

(МПа)

(МПа)

Полученные значения коэффициентов подставляем в формулу (5.17.):

На основании полученных результатов мы видим, что конструктивные параметры данного вала имеют достаточный запас прочности.

8. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВЕДУЩЕГО ВАЛА

Расчет подшипников ведущего вала производим на основании исходных данных:

Частота вращения вала n=340,36 мин ^-1

Реакции в подшипниках R_1п=1880,38 Н

R_2п=1179,05 Н

Осевая сила в зацепленииF_х2=274,475 Н

Диаметр вала под подшипникd_п=40 мм

8.1 Выбор типоразмера подшипника

На основании исходных данных и табл.7.2.[3] по неравенству для ведущего вала косозубой передачи редуктора принимаем шариковый радиально-упорный подшипник 36208 ГОСТ 831-75.

8.2 Техническая характеристика подшипника

Данные технической характеристики подшипников 36208 принимаем по табл. 24.15.[1]:

Внутренний диаметр подшипника d=40 мм;

Наружный диаметр подшипника D=80 мм;

Наибольшая ширина подшипника T=18 мм;

Динамическая грузоподъемность подшипника C^ГОСТ=38,9 кН;

Статическая грузоподъемность подшипника C=23,2 кН;

Угол контакта б=12⁰.

8.3 Принятие схемы установки подшипников в узле

Для данного подшипникового узла принимаем схему установки подшипников в узле враспор.

8.4 Схема подшипникового узла

Геометрические параметры подшипникового узла ведомого вала приведены на рис. 8.1.

Рис. 8.1. Эскизная компоновка подшипникового узла

8.5 Определение базового расстояния (расстояния между точками приложения радиальных реакций на подшипник)

Данный параметр определяется по формуле:

;(8.1.)

где L_оп - межопорное расстояние в подшипниковом узле, мм. Из эскизной компоновки вала принимаем L_оп=72 мм;

Т - наибольшая ширина подшипника, мм. По технической характеристике подшипника Т=18 мм;

а - расстояние от точки приложения радиальных реакций на подшипник до дальнего торца подшипника, мм. Определяется по формуле:



(мм)(8.2.)

Подставив числовые значения в формулу (8.1.) получим:

(мм)

8.6 Определение радиальных реакций на подшипник

Пересчитываем реакции с учетом базового расстояния по выражениям, которые использовались при расчете валов.

R_1п=2174,74 (Н) (8.3.)

R_2п=1456,01 (Н) (8.4.)

8.7 Определение коэффициента осевого нагружения

Определение данного параметра для шариковых радиально-упорных подшипников, имеющих угол контакта б=12⁰ осуществляется по формуле:

(8.5.)

8.8 Определение осевых составляющих от радиальных реакций на подшипник

Данные параметры для шариковых радиально-упорных подшипников определяются по формулам:

S₁=е?R_1?=0,166?2174,74=361,48 (Н)(8.6.)

S₂=е?R_2п=0,166?1456,01=242,02 (Н)(8.7.)

8.9 Определение расчетных осевых сил в опорах

Расчетные осевые силы для шариковых радиально-упорных подшипников определяется из условия равновесия и регулировки.

Для опоры 1:

(8.8.)

Для опоры 2:

(8.9.)

Если сумма всех осевых сил на подшипник меньше 0, то расчетная осевая нагрузка на подшипник равна осевой составляющей от радиальной реакции этого рассматриваемого подшипника.

(Н) (8.10.)

Если сумма всех сил больше 0, то расчетная осевая нагрузка на подшипник будет равняться осевой силе плюс осевая составляющая от радиальной реакции противоположного подшипника.

(Н) (8.11.)

Условия регулировки подразумевают, что расчетные осевые нагрузки на подшипник должны быть не меньше, чем осевые составляющие от этих реакций для данных подшипников.

условия соблюдаются (8.12.)

8.10 Определение коэффициента действительного осевого нагружения подшипника

Данный параметр определяется по наиболее нагруженной опоре вала с применением формулы:

; (8.13.)

где R_1п - радиальная реакция, Н. По расчету R_1п=2174,74 Н;

К_к - коэффициент кольца, учитывающий какое кольцо вращается. При вращении внутреннего кольца принимаем К_к=1.

При подстановке получим:

8.11 Определение приведенной или эквивалентной нагрузки

Учитывая тот факт, что е¹<е^гост, то осевая нагрузка не оказывает существенное влияние на работу подшипникового узла на основании этого коэффициент осевой нагрузки Y=0, а коэффициент радиальной нагрузки X=1, поэтому приведенная (эквивалентная) нагрузка рассчитывается по формуле:

; (8.14.)



где К_б - коэффициент безопасности. Принимаем К_б=1,3;

К_т - коэффициент, учитывающий влияние температуры на работу подшипникового узла. Принимаем К_т=1;

При подстановке значений коэффициентов в формулу получим:

(Н)

8.12.Определение требуемой динамической грузоподъемности.

Определение данного параметра осуществляется по формуле:

; (8.15.)

где F_пр - приведенная или эквивалентная нагрузка, Н. По расчету F_пр=2827,2 Н;

L_h10 - расчетный ресурс подшипника при 90% вероятностной безотказной работы подшипника, ч. Принимаем L_h10=5000 ч;

n - частота вращения вала на котором установлены данные подшипники, мин ^-1. По расчету n=340,36 мин ^-1;