Кинематический расчет привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определение расчётных передаточных чисел

передаточный зубчатый колёсо привод

Принимаем передаточное отношение конической передачи U₁₂ = 2,

тогда, U₃₄ = U / U₁₂ = 15 / 2 = 7,5,

Определение частоты вращения валов

n₄ об/мин;

n₂₃ = n₄ · U₃₄ = 66,9 · 7,5 = 501,8об/мин;

n₁ = n₂₃ · U₁₂ = 501,8 · 2 = 1003,6об/мин;

Угловые скорости валов

Определение мощностей на валах

Р₄ = 8кВт;

Р₂₃ = Р₄ / ₃₄ = 8 / 0,95 = 8,42кВт;

Р₁ = Р₂₃ / ₁₂ = 8,42 / 0,96 = 8,77кВт.

Определение крутящих моментов на валах

Результаты расчёта сводим в таблицу

Таблица 1.1

Расчёт конической передачи 1-2

Рисунок 2.1 - Коническая прямозубая передача

Выбор материалов зубчатых колёс

Таблица 2.1

Звено	Марка	Dзаг, мм	ТО	Твёрдость	в, МПа	т, МПа
				Сердцевина	пов-сть
1 Шестерня	Сталь 40Х	до 125	Улучшение	269..302	269..302	790	750
2 Колесо	Сталь 40Х	200	Улучшение	235..262	235..262	780	640

Н_НВ1 = (269+302)/2=285,5МПа; Н_НВ2 = (235+262)/2=248,5МПа;

Расчёт допускаемых напряжений

Расчёт допускаемых контактных напряжений:

[]_H = 0,9 _{H lim} / S_H,

где S_H - коэф. безопасности (S_H=1,1 т.к материал с однородной структурой);

_Hlim-предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

_{H lim =H lim B} K_HL,

где _Hlimв - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм²;

K_HL - коэффициент долговечности.

K_HL =,

где N_HO - базовое число циклов перемены напряжений;

N_HЕ - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

_{H lim B} = 2Н_НВ +70 табл. 2.2 [2]

_{H lim B 1} = 2285,5 + 70 = 641 МПа

_{H lim B 2} = 2248,5 + 70 = 567 МПа

N_HO = 30 HB ^2.4

N_HO1 = 30 285,5 ^2.4 = 23,4 10⁶ циклов

N_HO2 = 30 248,5 ^2.4 = 16,8 10⁶ циклов

N_HE = 60 n c t ,

где с - число вхождений зацепления зуба за 1 оборот;

n - частота вращения вала, об/мин ;

t - суммарное время работы передачи:

N_{HE 1} = 60 1003,6 1 30000 = 1806 10⁶ циклов;

N_{HE 2} = 60 501,8 1 30000 = 903 10⁶ циклов;

K_{HL 1} = 1;

K_{HL 2} = 1;

[]_{H 1} = МПа;

[]_{H 2} = МПа;

Допускаемое напряжение для конических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса.

[]_H12 = 463,9 МПа

Определение допускаемых значений напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб:

где, _{F lim B} - предел выносливости при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружений;

S_F - коэффициент безопасности (S_F=1,7..2,2);

S_F=1,75 табл. 4.2 [2]

_{F lim} =⁰_{F lim} ^. K_FL

где, ⁰_{F lim B} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений [H/мм²];

K_FL - коэффициент долговечности;

⁰_{F lim B} = 1,8 Н_НВ табл. 4.2 [2]

⁰_{F lim B1} = 1,8 285,5 = 513,9 МПа

⁰_{F lim B2} = 1,8 248,5 = 447,3 МПа

K_FL =,

где, N_FO - базовое число циклов перемены напряжений;

N_FO = 4 ^. 10⁶ циклов

N_FЕ - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

N_{FE 1} = N_{НE 1} = 1806 10⁶ циклов;

N_{FE 2} = N_{НE 2} = 903 10⁶ циклов;

K_{FL 1} = 1;

K_{FL 2} = 1;

_{F lim 1} = 513,9 ^. 1 = 513,9 МПа

_{F lim 2} = 447,3 ^. 1 = 447,3 МПа

МПа

МПа

Проектный расчёт передачи 1-2

Определение коэффициентов К_Н, К_F:

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчёте на контактную выносливость: К_Н = К_Н К_НV

при расчёте на изгибную выносливость: К_F = К_F К_FV,

где К_Н, К_F - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределении нагрузки по длине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно;

К_НV, К_FV - динамические коэффициенты при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно.

При расчёте прямозубых конических колёс при:

; ;

По графическим зависимостям и по заданной схеме закрепления зубчатых колёс находим значения коэффициентов:

К_Н = 1,12

К_F = 1,22 рис. 5.1 [2]

Определяем динамические коэффициенты К_V:

Определим окружную скорость передачи:

,

где, n_Ш - частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс, мин^-1;

С_V - вспомогательный коэффициент;

Т_К - момент на колесе рассчитываемой пары, Нм;

С_V = 800 табл. 5.1 [2]

м/с

Рекомендуемая степень точности 7-я табл. 5.2 [2]

Определяем коэффициенты К_НV и К_FV

К_НV = 1,14

К_FV = 1,33

Таким образом:

К_Н = 1,12 1,14 = 1,277; К_F = 1,22 1,33 = 1,623;

Из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев определяем диаметр внешней делительной окружности колеса, мм:

,

где T₂₃ - крутящий момент на валу колеса, Н мм ;

[]_H12 - допускаемые контактные напряжения, Н мм² ;

Коэффициент 173 получен из условия, что оба колеса стальные, коэффициент зубчатого венца и крутящий момент имеет размерность, Н мм² .

мм ,

Принимаем по ГОСТ 12289-76: d_e2 = 225мм.

Определяем модуль зацепления на внешнем делительном диаметре:

,

Z₂ - число зубьев на колесе;

Z₂ = Z₁ U₁₂ ,

Числом зубьев шестерни следует задаться в интервале Z₁ = 20…25;

Z₁ = 22 , тогда Z₂ = 22 2 = 44 , принимаем Z₂ = 44.

тогда, мм.

Выполняем проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям:

;

МПа 463,9 МПа

Недогруз передачи не превышает 15%, значит принятые выше параметры

принимаются окончательно.

Определяем основные геометрические размеры:

Внешний делительный диаметр шестерни:

d_e1 = m_te Z₁ = 5,11 22 = 112,42мм.

Углы делительных конусов:

₂ = arctg Z₂ / Z₁ =arctg 44 / 22 = 63,43

₁ = 90 - ₂ = 90 - 63,43 = 26,57

Внешнее конусное расстояние:

R_e = 0,5 d_e1 /sin ₁;

R_e = 0,5 112,42 / sin 26,57 = 125,7мм.

Длина зуба:

b = K_be R_e , K_be = 0,285 , b = 0,285 125,7 = 35,8мм;

Принимаем b = 36мм.

Среднее конусное расстояние:

R_m = R_e (1 - 0,5 K_be)

R_m = 125,7 (1 - 0,5 0,285) = 107,8мм.

Средний окружной модуль:

m_m = m_te R_m / R_e ;

m_m = 5,11 107,8 / 125,7 = 4,38мм.

Средний делительный диаметр:

d_mz1 = m_m Z₁ = 4,38 22 = 96,36мм.

d_mz2 = m_m Z₂ = 4,38 44 = 192,72мм

Внешняя высота головки зуба: h_ae = m_te = 5,11мм.

Внешняя высота ножки зуба:

h_fe =1,2 m_te = 1,2 5,11 = 6,132мм.

Угол головки зуба:

_a1 = _a2 = arctg m_te / R_e = arctg 5,11 / 125,7 = 2,33

Угол ножки зуба:

_f1 = _f2 = arctg 1,2m_te / R_e = arctg 1,2 5,11 / 125,7 = 2,79

Внешний диаметр вершин:

d_ae1 = d_e1 + 2 m_te cos₁ = 112,42 + 2 5,11 cos 26,57 = 121,56мм.

d_ae2 = d_e2 + 2 m_te cos₂ = 225 + 2 5,11 cos 63,43 = 229,57мм.

Расчёт сил в зацеплении

Окружная сила:

F_t = 2T₂₃ /d_m2 = 2 160,32 10³ / 192,72 = 1664Н;

Радиальная сила на колесе (Осевая на шестерне):

F_r2 = F_a1 = F_t tg cos ₂ = 1664 tg 20 cos63,43 = 271H

Осевая сила на колесе (Радиальная на шестерне):

F_а2 = F_r1 = F_t tg sin ₂ = 1664 tg 20 sin63,43 = 542H

Проверочные расчёты передачи

Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

; ;

Таблица 2.1 Итоговая таблица параметров

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Число зубьев шестерни	Z1		22
2. Число зубьев колеса	Z2		44
3. Модуль зацепления	mte	мм	5,11
4. Внешний делительный диаметр шестерни	de1	мм	112,42
5. Внешний делительный диаметр колеса	de2	мм	225
6. Угол делительного конуса шестерни	1	град.	26,57
7. Угол делительного конуса колеса	2	град.	63,43
8. Внешнее конусное расстояние	Re	мм	125,7
9. Длина зуба	b	мм	36
10. Среднее конусное расстояние	Rm	мм	107,8
11. Средний окружной модуль	mm	мм	4,38
12. Средний делительный диаметр шестерни	dm1	мм	96,36
13. Средний делительный диаметр колеса	dm2	мм	192,72
14. Внешний диаметр вершин шестерни	dae1	мм	121,56
15. Внешний диаметр вершин колеса	dae2	мм	229,57
16. Окружная сила в зацеплении	Ft	Н	1664
17. Радиальная сила на колесе (Осевая на шестерне):	Fr2 = Fa1	Н	271
18. Осевая сила на колесе (Радиальная на шестерне):	Fа2 = Fr1	H	542

Расчёт цилиндрической открытой передачи

Рисунок 3.1 - Цилиндрическая зубчатая передача

Таблица 3.1 Выбор материалов зубчатых колёс

Звено	Марка	Dзаг, мм	ТО	Твёрдость поверхности	в, МПа	т, МПа
3. Шестерня	Сталь 40Х	до 200	Улучшение	235…262	790	640
4. Колесо	Сталь 40Х	до 200	Улучшение	235…262	790	640

Расчёт допускаемых напряжений

Если передача открытая или закрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).

_F < [_F]

Определение допускаемых значений напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб:

где, _{F lim B} - предел выносливости при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружений;

S_F - коэффициент безопасности;

S_F=1,55 табл. 4.2 [2]

K_FL - коэффициент долговечности

⁰_{F lim B} = 1,8 Н_НВ табл. 4.2 [2]

⁰_{F lim B3} = 1,8 248,5 = 447,3 МПа

⁰_{F lim B4} = 1,8 248,5 = 447,3 МПа

K_FL =,

где, N_FO - базовое число циклов перемены напряжений;

N_FO = 4 ^. 10⁶ циклов;

N_FЕ - эквивалентное число циклов перемены напряжений

N_{FE 3} = 60 501,8 1 30000 = 903,2 10⁶ циклов;

N_{FE 4} = 60 66,9 1 300000 = 120,4 10⁶ циклов;

K_FL3 = 1;

K_FL4 = 1;

Таким образом, принимаем K_FL=1;

_{F lim 3} = 447,3 ^. 1 = 447,3МПа

_{F lim 4} = 447,3 ^. 1 = 447,3МПа

МПа

МПа

Проектный расчёт передачи

Принимаем _а = 0,25

тогда _bd =(0,16...0,2) (U₃₄ + 1) = 0,2 (7,5 + 1) = 1,7

К_Н = 1,15

К_F = 1,35

Определяем динамические коэффициенты К_V:

м/с

Назначаем степень точности 9

К_НV = 1,10

К_FV = 1,28

Таким образом:

К_Н = 1,15 1,10 = 1,265

К_F = 1,35 1,28 = 1,728

Определяем числа зубьев передачи:

Задаёмся числом зубьев шестерни в интервале 17-25

Z₃ = 20, тога Z₄ = Z₃ U₃₄;

Z₄ = 20 7,5 = 150; Принимаем Z₄ = 150

Число зубьев шестерни Z₃ = 20 , значит Y_F3 = 3,96 табл. 6.5 /2/.

Число зубьев колеса Z₄ = 150, значит Y_F4 = 3,73 табл. 6.5 /2/.

Так как колёса выполнены из одного материала, то расчёт ведётся по шестерне, как более слабому элементу передачи.

,

где К_m = 14 - для стальных колёс;

T₂₃ - крутящий момент на шестерне;

[у]_F3 - допускаемые напряжения изгиба рассчитываемого колеса;

ш - коэффициент ширины зубчатого венца;

мм.

Принимаем из ряда стандартных значений: m_n = 5мм.

Проверочные расчёты передачи:

Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

МПа < 255,6МПа

МПа < 255,6МПа

Определяем геометрические параметры передачи:

Определим диаметры делительных окружностей:

мм

мм

Определим диаметры окружностей вершин:

d_a3 = d₃ + 2m = 100 + 2 5 = 110мм

da4 = d4 + 2m = 750 + 2 5 = 760мм

Определим диаметры окружностей впадин:

d_f3 = d₃ - 2,5m = 100 - 2,5 5 = 87,5мм

d_f4 = d₄ - 2,5m = 750 - 2,5 5 = 737,5мм

Межосевое расстояние:

мм

Ширина зубчатых венцов колёс:

Для снижения влияний погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерён принимается на 5мм больше:

Определение сил, действующих в зацеплении:

Окружная сила:

H

Радиальная сила:

H

Таблица 4.2. Итоговая таблица параметров:

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние	a34	мм	425
2. Число зубьев шестерни	Z3	мм	20
3. Число зубьев колеса	Z4	мм	150
4. Модуль зацепления	m	мм	5
5. Диаметр делительной окружности шестерни	d3	мм	100
6. Диаметр делительной окружности колеса	d4	мм	750
7. Диаметр окружности выступов шестерни	da3	мм	110
8. Диаметр окружности выступов колеса	da4	мм	760
9. Диаметр окружности впадин шестерни	df3	мм	87,5
10. Диаметр окружности впадин колеса	df4	мм	737,5
11. Ширина зубчатого венца шестерни	b3	мм	30
12. Ширина зубчатого венца колеса	b4	мм	25
13. Степень точности передачи	-	-	9
14. Окружная сила в зацеплении	Ft	Н	3206
15. Радиальная сила в зацеплении	Fr	Н	1167

Ориентировочный расчет быстроходного вала. Проверка долговечности подшипников

Рисунок 2.1 - Схема сил на быстроходном валу

- Консольная сила от муфты.

Определим реакции опор:

Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

-F_t1 30 + RxВ 65 =0;

тогда ;

- F_t1 95 + RxА 65 =0;

тогда ;

Проверка: F_t1 - RxА + RxВ = 0

1664 - 2432 + 768 = 0;

Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

F_r1 30 - F_a1 38,06 - RyB 65 =0;

тогда

F_r1 95 - F_a1 38,06 - RyA 65 = 0;

тогда

Проверка: - F_r1 + RyA - RyB = 0 - 542 + 633 - 91 = 0

Определим реакции опор от консольной силы Fм:

- F_К 150 + Rвк 65 =0;

тогда ;

- F_К 85 + Rак 65 =0;

тогда ;

Проверка: - Rак + Rвк - F_К = 0- 1493 + 2635 - 1142 = 0

Суммарные реакции опор:

Н

Н

Назначаем подшипники роликовые конические однорядные лёгкой серии 7209А.

Для принятых подшипников по табл. 24.10 [1] находим:

C_r = 62700H; Y = 1,5; e = 0,40

Минимально необходимые для нормальной работы радиально - упорных подшипников осевые силы:

F_aАmin = 0,83 e R_А = 0,83 0,40 4006 = 1330H

F_aВmin = 0,83 e R_В = 0,83 0,40 3408 = 1131H

Находим осевые силы, нагружающие подшипники:

Так как

F_aАmin > F_aВmin и F_A > 0 , то по [1.т 7.4]:

F_aА = F_aАmin = 1330H ; F_aВ = F_aА - F_A = 1330 - 271 = 1059Н ;

Отношение F_aA / (V R_A) = 1330 / 1 4006 = 0,33 , что меньше e = 0,40. Тогда для опоры А: Х =1; Y = 0.

Отношение F_aB / (V R_B) = 1059 / 1 3408 = 0,31, что меньше е = 0,40. Тогда для опоры В: Х =1; Y = 0. Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, для обоих подшипников:

,

где коэффициенты V = 1, К_б = 1,4 , К_Т = 1

Н

Н

Для подшипника наиболее нагруженной опоры А, вычисляем ресурс работы:

,

где, С_r - базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н;

Р_r - эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н;

к=3,3 - показатель степени для роликовых подшипников;

а₁=1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);

а₂₃=0,75 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника;

n - частота вращения вала, об/мин;

ч

Расчётная долговечность должна отвечать условию

, где t - требуемый ресурс, t = 30000ч

Данное условие выполняется, следовательно, подшипники 7209А пригодны.

Уточнённый расчёт ведущего вала

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) коэффициентами [S]. Прочность соблюдена при S > [S].

Рисунок 3.1 - Эскиз вала

Таблица 3.1. Материал вала - сталь 40Х

Диаметр заготовки	Твердость НВ	ув МПа	ут МПа	фт МПа	у-1 МПа	ф-1 МПа	шт
<80	270	900	650	390	410	230	0,10

Сечение А - А: Концентратором напряжений является участок под левым подшипником, так как там сосредоточен максимальный изгибающий момент, а так же натяг под правым подшипником (рис. 3.1).

Коэффициент запаса прочности:

S= S_у? S_ф/

S_у=у_-1D/ у_а

S_ф=ф_-1D/( ф_а+ш_фD? ф_а),

где у_а и ф_а - амплитуды напряжений цикла;

ш_фD - коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.

у_а=10³?М/W; ф_а=10³?М _к/2W_к

М = 97Н?м

М_кр = 83,49Н?м

Определим моменты инерции:

W=р?d³/32 = 3,14 ? 45³/32 = 8942мм³

W_к=р?d³/16 = 3,14? 45³/16 = 17884мм³

у_а=10³ ? 97 / 8942 = 10,8МПа

ф_а=10³ ? 83,49 / 2 ? 17884 = 2,3МПа

Пределы выносливости вала:

у_-1D= у_-1/К_уD; ф_-1D= ф_-1/К_фD,

где К_уD и К_фD - коэффициенты снижения предела выносливости.

К_уD=( К_у/ К_dу+1/ К_Fу-1)/ К_V,

К_фD=( К_ф/ К_dф+1/ К_Fф-1)/ К_V,

где К_у и К_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_dт и К_dф - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_уD=( 4,15 + 1/0,86-1)/ 1 = 4,3

К_фD=( 2,5 + 1/0,92-1)/ 1 = 2,6

у_-1D= 410/4,3 = 95,3МПа; ф_-1D= 240/2,6 = 92,3МПа

ш_фD=ш_ф/ К_фD

ш_фD=0,1/ 2,6 = 0,038

S_у= 95,3 / 10,8 = 8,8

S_ф= 92,3 / (2,3 + 0,038 ? 2,3) = 38,5

S= 8,8 ? 38,5 /= 8,6 [S] = 3.

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

Выбор и проверка шпоночных соединений

Рисунок 4.1 - Шпоночное соединение

Таблица 4.1

Вал	Место установки	d	dср	b	h	t1	t2	L	lр
1	Под муфту (Хвостовик конический).	36	33,1	6	6	3,5	2,8	36	30

Проверка шпонок на смятие:

где, Т - крутящий момент на валу, Нмм²;

d - диаметр участка вала под шпонку, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм;

l - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

Хвостовик входной:

МПа,

выбранные шпонки пригодны для использования.

Список использованных источников

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для техн. спец. вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2003 - 447с., ил.

2. Расчёт зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию для студентов / Составил А. В. Фейгин. - Хабаровск: издательство ХГТУ, 1997. - 39с.

3. Чернавский С.А., Боков К. Н. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов.: Машиностроение, 1988г.

4. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. Для машиностр. вузов. - 4-е изд., изд., перераб. - М.: Высш. шк., 1984 - 336с., ил.

Приложение

Задача 1

Рассчитать болты крепления зубчатого колеса к барабану лебедки. Вес поднимаемого груза F = 26кН, диаметр барабана D₁ = 300мм и диаметр окружности центров болтов D₂ = 450мм.

Расчет вести для двух случаев постановки болтов: 1) без зазора; 2) с зазором.

Материал барабана - чугун, материал колеса - сталь. Недостающими данными задаться.

Рисунок 1.1 - Эскиз лебедки

Определим величину крутящего момента на барабане лебедки:

1) Болты поставлены в отверстие с зазором:

При этом внешнюю нагрузку F уравновешивают силами трения в стыке, которые образуются от затяжки болта. Без затяжки болта детали могут сдвигаться на значение зазора, что не допустимо.

При болтах, поставленных с зазором, необходимая сила затяжки:

,

где К - коэффициент запаса (К=1,3…1,5 при статической нагрузке, принимаем К = 1,5;

f - коэффициент трения в стыке (f =0,15…0,20 для сухих чугунных и стальных поверхностей, принимаем f = 0,18);

Z - число болтов (примем Z = 4);

;

,

где [_Р] - допускаемое напряжение при растяжении, МПа;

[_Р] = _т / s, где s - коэффициент запаса прочности, принимаем s =2,5;

_т - предел текучести (для стали 35 _т = 300МПа);

[_Р] = 300 / 2,5 = 120МПа;

мм,

принимаем болт с резьбой М27 по ГОСТ 7798-70, имеющий внутренний диаметр резьбы d₁ = 23,760мм при шаге резьбы р=3,0мм.

2) Болты точно пригнаны к отверстиям:

В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим беззазорную посадку. При расчете прочности соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта необязательна. В общем случае болт можно заменить штифтом. Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия.

При болтах поставленных без зазора, расчетная нагрузка болта:

;

,

где - допускаемое напряжение на срез, МПа;

;

i - число плоскостей среза (при соединении 2х деталей i = 1);

,

принимаем болт с резьбой М10 по ГОСТ 7798-70, имеющий внутренний диаметр резьбы d₁ = 8,380мм при шаге резьбы р=1,5мм.

Задача 2

Рассчитать коническую зубчатую передачу редуктора и открытую цилиндрическую зубчатую передачу привода шаровой мельницы. Мощность на зубчатом колесе мельницы P₄ = 8кВт, угловая скорость его щ₄ = 7рад/с и передаточное число привода U = 15. Срок службы передачи 30000ч.

Рисунок 1.1 - Эскиз привода

Задача 3

По данным предыдущей задачи 5 рассчитать ведущий вал редуктора и подобрать для него по ГОСТу подшипники качения. Расстояниями между подшипниками, а также между шестерней и подшипником задаться. Ведущий вал редуктора соединяется с валом электродвигателя посредством упругой муфты. Привести рабочий эскиз вала.

Рисунок 1.1 - Эскиз быстроходного вала 1

,

где Т - момент на данном валу, Нм;

мм

принимаем d = 36мм

хвостовик конический (М201,5) табл. 24.27 [1].

d₁ = d + 2 t ,

где, t - высота заплечика, мм; t = 2,0мм стр.46 [1].

d₁ = 36 + 2 2 = 40мм

Принимаем d₁ = 40мм

Диаметр резьбы:

d₂ = d₁ + (2…4) = 40 + 2 = 42мм

Принимаем: d₂ = М421,5

Диаметр участка вала под подшипник: принимаем dп = 45мм;

Диаметр буртика подшипника:

где, r - координата фаски подшипника, мм r = 2мм стр.46 [1].

мм

Принимаем d_БП = 53мм.

Конические колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники характеризует малая осевая жесткость. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических колес применяют конические роликовые подшипники. Первоначально выбирают легкую серию.

Таблица 1.1

Вал	dп, мм	Серия	D, мм	B, мм	r, мм	Сr, кН	С0r, кН
1	45	7209А	85	19	1,5	62,7	50,0



Рисунок 1.2 -Подшипники радиально-упорные роликовые конические однорядные ГОСТ 27365-87

Размещено на Allbest.ru