Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Зміст

редуктор циліндричний зубчастий вал підшипник електродвигун

Вступ

Вихідні дані

1. Вибір приводного електродвигуна й уточнення передавального числа редуктора

2. Розрахунок зубчастої передачі

2.1 Вибір матеріалів для виготовлення зубчастих коліс

2.2 Визначення допустимих напружень у зубчастих колесах

2.3 Розрахунок параметрів циліндричної зубчастої передачі

3. Розрахунок вихідних кінців валів

4. Побудова зубчастих коліс циліндричної передачі і вибір підшипників

5. Перевірний розрахунок валів

5.1 Розрахунок вала на статичну міцність

5.2 Розрахунок вала на міцність від утоми

5.3 Розрахунок вала на жорсткість

5.4 Перевірний розрахунок шпонкових з'єднань

6. Перевірний розрахунок підшипників

Список літератури

Вступ

Редуктором називають механізм, що складається із зубчатих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату, які використовуються для передачі обертального руху від валу двигуна до валу робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчаті передачі, ланцюгові або ремінні передачі.

Призначення редуктора ? пониження кутової швидкості і відповідно підвищення обертаючого моменту веденого валу, в порівнянні з ведучим. Механізми для підвищення кутової швидкості, виконані у вигляді окремих агрегатів, називають прискорювачами або мультиплікаторами.

Редуктор складається з корпусу (литого чавунного або зварного сталевого), в якому поміщають елементи передачі ? зубчаті колеса, вали, підшипники.

Редуктор проектують або для приводу певної машини, або по заданому навантаженню (моменту на вихідному валу) і передавальному числу без вказівки конкретного призначення.

Циліндричні редуктори можуть мати колеса з прямими, косими або шевронними зубами. Корпуси частіше виконують литими чавунними, рідше ? зварними сталевими. При серійному виробництві доцільно застосовувати литі корпуси. Вали монтують на підшипниках кочення або ковзання. Останні зазвичай застосовують у важких редукторах.

Максимальне передавальне число одноступінчатого циліндрового редуктора по ГОСТ 2185-66 u_max = 12,5. Висота одноступінчатого редуктора з таким або близьким до нього передавальним числом більше, ніж двоступінчатого з тим же значенням u. Тому практично редуктори з передавальними числами, близькими до максимальних, застосовують рідко, обмежуючись u ? 6.

Завдання на курсовий проект

Номер варіанта	Синхронна частота обертання двигуна, хв.-1	Частота обертання вихідного вала, хв.-1	Крутний момент на вихідному вала, Нм	Клас навантаження	Ресурс, тис. год	Тип редуктора	Вид зубців
1	2	3	4	5	6	7	8
7	1500	330	115	1,00	14	Циліндричний	Шевронні

Редуктор -реверсивний.

1. Вибір привідного електродвигуна й уточнення передавального числа

Електродвигун, який надаватиме руху вхідному валу редуктора, вибирають з числа трифазних асинхронних, які найчастіше використовують для приводу редукторів будь-якого призначення.

Потужність електродвигуна (кВт) визначають за такою формулою:

(1.1)

де Т₂ - крутний момент на вихідному валу, Нмм; n₂ -частота обертання вихідного вала, хв-¹ ; - загальне значення ККД приводу, знаходять як

(1.2)

де - ККД з'єднувальної муфти (заздалегідь можна взяти таким, що дорівнює 0,98); - ККД одноступеневого зубчастого редуктора=0,96²

кВт.

За потрібною потужністю кВт та частотою обертання валу електродвигуна об/хв. обираємо електродвигун трьохфазовий коротко-замкнутий серії 4А закритий з синхронною частотою обертання 1500 об/хв. та потужністю кВт типу112M4 з просковзуванням і відношення пускового моменту до номінального

=2.

Номінальна частота обертання валу електродвигуна і ведучого валу редуктора

об/хв. (1.3)

Визначаємо фактичне передавальне число редуктора

, (1.4)

приймаємо по ГОСТ 2185-66

Відхилення складає ,що є допустимо (±3%).

Момент на шестерні дорівнює

2. Розрахунок зубчастої передачі

2.1 Вибір матеріалів для виготовлення зубчастих коліс

Приймемо для шестерні і колеса одну й ту ж марку сталі з різною термообробкою.

По табл. 3.3 приймаємо Сталь 45Х, термообробка ? покращення: для шестерні твердість НВ 270 ; для колеса твердість НВ 245.

2.2 Визначення допустимих напружень у зубчастих колесах

Визначення коефіцієнтів еквівалентності навантаження

Коефіцієнти еквівалентності (приведення) режиму роботи редуктора K_НЕ =1 та K_FЕ=1 і коефіцієнт режиму Х=1 визначають залежно від класу навантаження, який дорівнює за завданням 1. табл. 2.3.

Коефіцієнти довговічності К_Нді та К_Fді залежно від сумарного числа циклів N_і роботи кожного зубчастого колеса передачі (напрацювання) визначають за такими формулами:

(2.1)

(2.2)

де N_HG - база контактних напружень, залежна від твердості матеріалу, яка обчислюється за виразом (2.3)

N_FG - база згинальних напружень (беруть такою, що дорівнює 410 ⁶).

Напрацювання зубчастих коліс передачі протягом терміну експлуатації редуктора визначають таким чином:

(2.4)

де N_р - ресурс роботи редуктора, значення беруть з технічного завдання, год. Якщо N_i ? 10⁸, то K_Fдi = 1.

К_Fд1;

К_Fд2;

K_Нд1

K_Нд2

Приймаємо K_Нд1 =1 K_Нд2 =1

За найменшим значенням величини вибирають лімітуючий елемент передачі (шестерня або колесо), лише для якого виконують розрахунки. Так як обидва коефіцієнти дорівнюють одиниці, то вибирають колесо.

Визначення допустимих напружень у зубчастих колесах

Значення допустимих контактних напружень для лімітуючого елемента передачі, встановлюють за таким виразом:

де S_H - коефіцієнт безпеки відповідно до контактних напружень.

Вирази для обчислення величин ?⁰_Hlim, ?⁰_Flim, S_H, S_F беремо з табл. 2.4

МПа.

Допустимі згинальні напруження, визначають таким чином:

де S_F - коефіцієнт безпеки стосовно згинальних напружень.

МПа.

Визначення коефіцієнтів навантаження зубчастих коліс

Спочатку обчислюють приблизне значення колової швидкості колеса (м/с), тобто

де C_v =15 - коефіцієнт, залежний від виду термообробки беремо з табл. 2.5 ; ?_а =0,63- коефіцієнт ширини колеса (відношення ширини колеса до міжосьової відстані), задають у межах від 0,10 до 0,25 для прямозубих передач, від 0,25 до 0,40 для косозубих та від 0,50 до 1,00 для шевронних із такого рядка стандартних чисел: 0,100; 0,150; 0,200; 0,250; 0,315; 0,400; 0,500; 0,630; 1,00.

Далі, використовуючи значення величини v, з табл. 2.6 вибирають ступінь точності передачі для забезпечення необхідної плавності її ходу.

Ступінь точності передачі склав 9.

Навантаження в зачепленні визначають з урахуванням нерівномірності його розподілу між зубцями по їхній довжині, а також узявши до уваги його ударні складові. Тому встановлюють значення коефіцієнтів навантаження K_Н і K_F, тобто

K_Н = K_Нб K_Нв K_Нv =1·1,15·1,02=1,173; (2.9)

K_F = K_Fб K_Fв K_Fv =1·1·1,04=1,04, (2.10)

де K_Нб, K_Fб - коефіцієнти розподілу навантаження за контактною міцністю та згинальною витривалістю відповідно. Для прямозубих і шевронних коліс вони дорівнюють одиниці; K_Нв, K_Fв - коефіцієнти концентрації навантаження за контактною міцністю й згинальною витривалістю відповідно.

По графік коефіцієнта розподілу навантаження в редукторі залежно від контактної міцності рис. 2.2 визначаємо K_Нв,=1,15;по табл. 2.7 визначаємо K_Fв =1.

K_Нv,=1,02, K_Fv =1,04 - коефіцієнти динамічності за контактною та згинальною міцністю, взято з табл. 2.10 та 2.11 відповідно.

2.3 Розрахунок параметрів циліндричної зубчастої передачі

На цьому етапі розрахунку визначають основні параметри зубчастої передачі циліндричного редуктора, основні геометричні розміри.

Визначення міжосьової відстані в зубчастій передачі

Спочатку міжосьову відстань зубчастої передачі (мм) визначають, враховуючи контактну міцність активних поверхонь зубців шестерні за такою формулою

(2.11)

де K - коефіцієнт (для прямозубих коліс дорівнює 315, а для косозубих і шевронних - 270). Для зовнішнього зачеплення (у дужках) приймають знак плюс.

.

Приймаємо більше стандартне значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 .

Розрахунок зубців на контактну міцність і визначення ширини колеса й шестерні

Ширину шестерні (мм) знаходять, користуючись таким виразом:

(2.12)

Приймаємо Ширина шестерні

Зубці коліс на контактну міцність перевіряють за такою умовою:

(2.13)

Далі перевіряють зубці на статичну контактну міцність з урахуванням короткочасного пікового (пускового) крутного моменту двигуна, що був даний в завданні

(2.14)

Значення параметра встановлюють за табл. 2.4. 2,8?_т., межу плинності визначаємо по табл.2.2?_т=410МПа.

.

Далі обчислюють уточнене значення колової швидкості колеса (м/с) таким чином:

(2.15)

Різниця складає що є допустимо(10%).

Визначення модуля зубчастих коліс

Модуль m рекомендується вибирати для прямозубих коліс, а нормальний модуль m_n для косозубих і шевронних коліс зубчастого зачеплення (бо стосовно прямозубих коліс модуль m і є нормальним), користуючись такими співвідношеннями:

m_n = 0,015a, якщо твердість зубців НВ ? 350 (2.16)

По ГОСТ 9563-60 приймаємо

Визначення кута нахилу зуба.

У розрахунку шевронних коліс кут нахилу зубців установлюють за таким виразом:

(2.17)

Для шевронних коліс кут нахилу зубців звичайно беруть від 25° до 30°, після чого перевіряють коефіцієнт осьового перекриття на виконання такої умови

(2.18)

Приймаємо .

Визначення числа зубців у коліс.

Сумарне число зубців (z₁ + z₂) у шевронній передачі визначають за таким виразом:

(2.19)

Отже число зубів шестерні

, (2.20)

його округляють до найближчого цілого числа. Кількість зубців колеса визначають як z₂ = z_? - z₁. Воно також повинне вийти цілим.

Фактичне значення передавального числа передачі, яке фігурує в попередній рівності, відповідає такому співвідношенню:

(2.21)

Його обчислюють з відхиленням 2,5%.

Відхилення складає , що є допустимо.

Перевірний розрахунок зубців на згинальну витривалість

Розрахункові напруження, що виникають в зубцях під навантаженням, не повинні перевищувати допустимі.

Для шевронних коліс ця умова має такий вигляд:

(2.22)

де Y_Fi - коефіцієнт форми зубця шестерні або колеса, який для зовнішнього зачеплення визначають з табл. 2.12 залежно від зміщення х колеса й еквівалентного числа зубців у зубчастому колесі z_vi;Y_? - коефіцієнт кута нахилу лінії зубця.

Еквівалентне число зубців колеса розраховують таким чином

(2.23)

а коефіцієнт кута нахилу лінії зубця

(2.24)

.

,

Допустиме напруження зубців на згинальну витривалість табл. 2.4

Потім перевіряють зубці на статичну згинальну витривалість, враховуючи значення короткочасного пікового (пускового) моменту двигуна, обчисленого в підрозд. 1.4 за такою формулою:

(2.25)

Тут значення величини беруть з табл. 2.4.

Визначення діаметрів зубчастих коліс

Нижче наведено формули для розрахунку діаметрів косозубих циліндричних коліс. Розрахунки прямозубих виконують за такими самими формулами, але cos ? дорівнює одиниці, а нормальний модуль відповідно m (обчислення здійснюють з точністю до п'яти знаків після коми).

Ділильний діаметр шестерні визначають за таким виразом:

, (2.26)

а колеса -

(2.27)

Корегуємо кут нахилу зубі

. (2.28)

Діаметри (мм) кола вершин і западин зубчастих коліс при зовнішньому зачепленні знаходять таким чином:

мм (2.29)

мм

мм

мм

Визначення сил, що виникають у зачепленні зубчастих коліс

Сили, що виникають при зачепленні в шевронній циліндричній передачі, зокрема в напівшевроні, визначають так:

- колова

,; (2.30)

- радіальна

, (2.31)

де - кут зачеплення передачі, за стандартом дорівнює 20°.

- осьова

, (2.32)

Осьові сили в напівшевронах однакові за величиною, але протилежні за напрямком.

Визначення консольних сил

До вхідного й вихідного валів редукторів усіх типів звичайно прикладаються консольні радіальні (розпірні) сили, що виникають під дією сил тяжіння шківів пасових передач, зірочок ланцюгових передач або півмуфт, які з'єднують вали редуктора з валами вузлів і механізмів, що з ними сполучені.

Консольна сила на вхідному валу (шестерні)

;

а на вихідному валу (колеса)

, .

Точкою прикладення консольних сил вважають середину вихідних кінців валів. А напрямок цих сил встановлюють за напрямком дії сили тяжіння насаджуваних на вал деталей.

3. Розрахунок вихідних кінців валів редуктора

Розрахунок полягає у визначенні діаметрів вихідних кінців валів відповідно міцності на крутіння при знижених значеннях дотичного напруження, а саме:

(3.1)

де - допустиме дотичне напруження без урахування впливу вигину; його приймають таким, що дорівнює 15 МПа.

Перед розрахунком вибираємо вид вихідного кінця вала, циліндричний , а потім приймають його остаточні розміри (діаметр і довжину), округляючи у більший бік до найближчого значення із стандартного ряду (ГОСТ 6636-72).

.

Приймаємо . .

Приймаємо .

Довжину вихідних кінців -заГОСТ 12080-66.

мм, мм, с=1мм; мм, мм, с=1,6мм.

4. Побудова зубчастих коліс циліндричної передачі і вибір підшипників

Розміри елементів зубчастих коліс

Назва елемента	Розмір, мм	Прийняті розміри, мм
Діаметр ступиці (маточини)		64
Довжина ступиці (маточини)	, але не менше ширини вінця В	53
Товщина обода		8
Товщина диска	С	12
Діаметр отворів у диску		10
Діаметр кола центрів в диску		84
Фаски на зовнішньому діаметрі вінця		1,6, керуючись габаритами колеса
* dк2 - діаметрвала під колесо; ** mn - модуль нормальний; *** dа - внутрішній діаметр обода.

Вибираємо підшипники легкої серії 204, і 207 по ГОСТ 8338-75.

5. Перевірний розрахунок валів

5.1 Розрахунок вала на статичну міцність

Розрахунок валів на статичну міцність найчастіше здійснюють стосовно середнього перерізу (між опорними підшипниками), де розташовані зубчасті колеса. При цьому враховують згинальні та крутні моменти, які виникають у перерізах валів.

Побудова епюр згинальних та крутних моментів на валах

Щоб перевірити статичну міцності валів визначають реакцію їх опор (підшипникових вузлів), будують епюри згинальних і крутних моментів.

Розраховуючи реверсивні редуктори необхідно визначити максимальні згинальні моменти в небезпечних перерізах валів для обох напрямків руху (осьова F_aта колова F_tсили змінюють свій напрямок на протилежний).

Сили, що виникають в зубчастому зачепленні відповідної передачі а також консольні радіальні сили, уже визначені в попередніх розділах. Лінійні розміри валів і відстань між умовним місцем прикладання сил (середина ширини зубчастого колеса) і реакціями опор (середина ширини внутрішніх коліс підшипників) беремо такі, що були отримані при побудові компоновки.

На епюрах d_wi - початковий діаметр зубчастого колеса; R_Ax, R_Ay, R_Bx, R_By - реакції в опорах, Н, а M_xi, M_yi - згинальні моменти в горизонтальній і вертикальній площинах відповідно, Нмм.



Мал.5.1. Епюра згинальних та крутних моментів на валах

Для ведучого вала:

Сили які діють в зачепленні: H, H, Н, Н

із компоновки мм, мм, мм, мм.

Реакції опор:

в площині xz

Н·мм

Н·мм

в площині yz

Н.

Н.

Н·мм

Н·мм

Для веденого вала:

Сили які діють в зачепленні: H, H, Н, Н

із компоновки мм, мм, мм, мм.

Реакції опор:

в площині xz

Н·мм

Н·мм

в площині yz

Н.

Н.

Н·мм

Н·мм

Визначення сумарної величини згинального моменту

Найбільшу сумарну величину згинального моменту визначають для одного або декількох найбільш небезпечних перерізів вала, які вважаються такими внаслідок небезпечного співвідношенням діаметра вала і величин згинальних моментів у горизонтальній і вертикальній площинах. Отже, якщо вал порівняно тонкий, а величини згинальних моментів досить значні, то місце цього перерізу небезпечне, тобто в процесі експлуатації деталь може зламатись, а значить вимагає перевірки.

З цією метою визначають найбільшу величину сумарного згинального моменту в k-му (небезпечному) перерізі за такою формулою:

(5.1)

де , - згинальний моменти, в горизонтальній і вертикальній площинах відповідно k-го перерізу, Нмм.

Небезпечним перерізом є переріз вала під колесом для веденого і переріз самої шестерні на ведучому валі.

Для ведучого вала:,

Для ведeного вала:,

Визначення величини еквівалентного моменту

Еквівалентний момент у k-му перерізі встановлюють таким чином:

(5.2)

Для ведучого вала:,

Для ведeного вала:,

Визначення діаметрів вала в небезпечних перерізах

У кожному небезпечному перерізі знаходять мінімально допустимий діаметр вала (мм) за умови його міцності й достатньої жорсткості, тобто

(5.3)

де - допустимі напруження вигину (від 50 до 60 МПа).

Якщо хоча б в одному небезпечному перерізі вал виявиться надто тонким, то його діаметр треба збільшити до мінімально допустимого.

мм, в попередньому розрахунку складає 29 мм, що є допустимо,

мм,в попередньому розрахунку складає 20 мм, що є допустимо,

мм,.в попередньому розрахунку складає 40 мм, що є допустимо.

мм,.в попередньому розрахунку складає 35 мм, що є допустимо.

5.2 Розрахунок вала на міцність від утоми

Розрахунок на міцність від утомленості полягає у визначенні коефіцієнта запасу міцності S в місцях небезпечних перерізів вала. При цьому враховують характер зміни епюр згинальних і крутних моментів, наявність концентраторів напружень, східчасту форму вала.

Розраховуємо два небезпечних перерізи один на валу-шестерні інший на веденому валу.

Умова міцності для k-гоперерізі вала має вигляд такий:

, (5.4)

де - допустимий коефіцієнт запасу міцності; здебільшого перебуває в межах від 1,3 до 1,5, а якщо вал має бути особливо жорстким, то і до 3; , - коефіцієнти запасу міцності за нормальним і дотичним напруженням відповідно, їх визначають таким чином:

(5.5.)

(5.6)

де , - границі витривалості матеріалу (МПа); , - амплітуда нормального та дотичного напруження; , - середні значення нормальних дотичних напружень.

По табл. 2.2 середнє значення = 980МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі вигину

= 0,43 • 980 = 421МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

= 0,58 • 421 =244 МПа.

Перерізи на валу-шестерні А-А.

Зазвичай напруження у поперечному перерізі вала при вигині змінюється за симетричним циклом, а при крученні - за пульсуючим. Тому приймають, що

(5.7)

(5.8)

(5.9)

У процесі реверсивного обертання вала напруження під час його крутіння змінюються за симетричним циклом, ось чому

(5.10)

(5.11)

=0,10,= 0,05- коефіцієнти, які характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу навантаження, а їхнє значення встановлюють з табл. 8.1; - коефіцієнт поверхневого зміцнення, уводиться при поверхневому гартуванні СВЧ, азотуванні, цементуванні й т. д. за табл. 8.2;=0,77, =0,81- масштабні чинники, тобто коефіцієнти, що враховують вплив поперечних розмірів вала, їхнє значення приймають за табл. 8.3; =3,5,=2,1 - ефективні коефіцієнти концентрації напружень при вигині та крученні, що враховують вплив галтелі, поперечного отвору, кільцевої виточки, шпонкового паза, шліців, нарізі та ін. (за табл. 8.4). Якщо в одному перерізі діє кілька концентраторів напружень, беруть до уваги вплив найбільш небезпечного з них.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності перерізу А-А

Перерізи на валу-шестерні Б-Б.

Зазвичай напруження у поперечному перерізі вала при вигині змінюється за симетричним циклом, а при крученні - за пульсуючим. Тому приймають, що

(5.12)

(5.13)

(5.14)

У процесі реверсивного обертання вала напруження під час його крутіння змінюються за симетричним циклом, ось чому

(5.15)

=0,10,= 0,05;/=3,4,/=0,6?/+0,4=2,44по табл. 8.7

Результуючий коефіцієнт запасу міцності перерізу Б-Б

Перерізи на веденому валу В-В.

Зазвичай напруження у поперечному перерізі вала при вигині змінюється за симетричним циклом, а при крученні - за пульсуючим. Тому приймають, що

(5,16)

(5,17)

(5.18)

У процесі реверсивного обертання вала напруження під час його крутіння змінюються за симетричним циклом, ось чому

=0,10,= 0,05;=0,77, =0,81; =3,5,=2,1 .

Результуючий коефіцієнт запасу міцності перерізу В-В



Перерізи на валу-шестерні Г-Г.

Зазвичай напруження у поперечному перерізі вала при вигині змінюється за симетричним циклом, а при крученні - за пульсуючим. Тому приймають, що

(5,19)

У процесі реверсивного обертання вала напруження під час його крутіння змінюються за симетричним циклом, ось чому

(5.20)

=0,10,= 0,05;/=4,/=0,6?/+0,4=2,8по табл. 8.7

Результуючий коефіцієнт запасу міцності перерізу Б-Б

5.3 Розрахунок вала на жорсткість

Розміри вала, встановлені в розрахунку на його міцність, не завжди гарантують достатню жорсткість цієї деталі, необхідну для нормальної роботи зубчастої та черв'ячної передачі (можливий, наприклад, перекіс зубчастих коліс і концентрація навантаження по довжині зубця) і підшипників (затиснення тіл кочення). Вали редукторів загалом витримують перевірку на жорсткість (якщо при цьому її витримує найтонший, то другий не перевіряють).

Оптимальне значення згинальної жорсткості можливе за виконання таких умов:

де , - граничні прогинання і кути нахилу пружних ліній валів.

Величину рекомендується приймати залежно від модуля зачеплення стосовно валів таких передач:

- циліндрична 0,01m=0,01?1,25=0,0125мм.

Допустима величина для кута нахилу вала у підшипниках радіально кулькових 0,005 рад;

Для веденого вала розрахунок на жорсткість не будемо проводити,тому що в розрахунку на кручення прийняті розміри вала набагато перевищують розраховані.

При симетричному розташуванні опор стосовно прикладеного до зубчастого колеса навантаження (найбільш типовому для одноступеневих редукторів) прогин (стріла прогину), наприклад, вала черв'яка визначається з такого виразу:

(5.12) ,(5.13)

=

Умова виконується .

де Е - модуль поздовжньої пружності, для сталі дорівнює 2,110⁵ МПа; I_зв - зведений момент інерції перерізу

, мм⁴=(5.14)

5.4 Перевірний розрахунок шпонкових з'єднань

Шпонки призматичні із закругленими торцями. Розміри перерізу шпонок, пазів під шпонки і довжини шпонок визначаємо по ГОСТ 23360-78 табл. 8.9.

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

Визначаємо напруження зм'яття і умова міцності по формулі (8.22):

(5.21)

Допустимі напруження зм'яття при стальній ступиці МПа, при чавунній МПа

На зріз шпонку перевіряють за такою формулою:

(5.22)

де - допустиме напруження на зріз шпонки, =100МПа.

Ведучий в а л: d= 20 мм; мм; довжина шпонки l = 40 мм (при довжині вихідного кінця вала 50 мм); момент на провідному валу T1 = 25,6• 103Н•мм;

МПа

Ведений вал. Шпонка під зубчатим колесом: d = 40 мм; мм; довжина шпонки l = 40 мм (при довжині ступиці колеса 53 мм); момент на провідному валу T₁ = 115• 10³Н•мм;

(матеріал колеса ? Сталь45, термообробка ? покращення)

МПа

Шпонка на вихідному кінці: d= 30 мм; мм; довжина шпонки l = 56 мм (при вихідному кінці80 мм); момент на провідному валу T₂ = 115• 10³Н•мм;

МПа

6. Перевірний розрахунок підшипників

Якщо на підшипник впливає тільки радіальне навантаження, наприклад, на валах прямозубої або шевронної циліндричної передач, то послідовність розрахунку така:

Визначають радіальне навантаження на підшипник j-ї опори (j = А, В) з урахуванням режиму навантаження зубчастої передачі (у ньютонах), тобто

(6.1)

де K_НЕ =1 - коефіцієнт еквівалентності режиму роботи передачі, (розрахований раніше); - імовірна радіальна реакція в опорах горизонтального одноступеневого редуктора при дії максимального тривалого моменту, Н·м, яку обчислюють таким чином:

(6.2)

де - реакції в підшипникових опорах А та В відповідно в площинах x або у, розраховані в підрозд. 8.1.1, Н.

Для ведучого колеса

Для наступного розрахунку вибираємо більше значення реакції в одній з опор

Для веденого колеса

Для наступного розрахунку вибираємо більше значення реакції в одній з опор

Визначають еквівалентне навантаження, що діє на підшипник, а саме:

(6.3)

де - коефіцієнт обертання, дорівнює 1,0, якщо обертається внутрішнє кільце підшипника, та 1,2 - якщо зовнішнє (у редукторах звичайно разом з валом обертається внутрішнє кільце); K_б - коефіцієнт безпеки, залежно від умов його значення приймають у діапазоні від 1,0 до 2,5; K_t - температурний коефіцієнт (дорівнює 1,0), оскільки робоча температура підшипників кочення як правило не перевищує 100° С.

Для ведучого колеса .

Для веденого колеса .

Визначають номінальну довговічність (ресурс) підшипників у мільйонах обертів таким чином:

(6.4)

або в годинах (6.5)

де р - показник ступеня довговічності: для кулькопідшипників дорівнює 3, для роликопідшипників 10/3.

Для того щоб опора В на ведучому валу витримала навантаження було прийнято рішення встановити на ній два роликопідшипника легкої серії 32204А по ГОСТ 8328-75.

Для ведучого колеса млн.об

Тому перевіряємо підшипник на опорі А: .

Ресурс більший тому немає змісту перевіряти підшипник на даній опорі.

Для того щоб опора В на ведучому валу витримала навантаження було прийнято рішення встановити на ній роликопідшипниклегкої серії 32207А по ГОСТ 8328-75.

Для веденого колеса млн.об.

Тому перевіряємо підшипник на опорі А:

.

Ресурс більший тому немає змісту перевірятипідшипник на даній опорі.

Для ведучого колеса год.,

Для веденого колеса

Отримані значення ресурсу порівнюють із заданим у завданні (14 тис. год.) більше установленого ресурсу.

Тобто умова виконується.

Список літератури

1. Проектування редукторів з використанням САПР КОМПАС [Текст]: навч. посібник / В.В. Проців , К.А. Зіборов, О.М. Твердохліб - Д.: ДВНЗ Національний гірничий університет, 2010. - 176 с. іл.

2. Чернавский С.А., Боков К.Н., Черним І.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов -2-ге изд., перероб. и доп. -- М., Машиностроение, 1987, 416 с.

3. Под редакцией д-ра техн. наук Решетова Д.Н. Детали машин. Атлас конструкций: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных вузов --4-те изд., перероб. и доп. -- М., Машиностроение, 1979, 367 с.

Размещено на Allbest.ru