Привод цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Тульский государственный университет

Кафедра ПМ и ДМ

Привод цепного конвейера

Пояснительная записка

к курсовому проекту по дисциплине

«Детали машин»

КП ДМ 14.01.00.00.000П3

Выполнил: студент гр. 120311 Стёпочкин А.О.

Руководитель: доцент Поляков В.Н.

Тула 2004

Оглавление

1. Кинематический расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Передаточное число привода и разбивка его по ступеням

1.3 Частоты вращения валов и угловые скорости

1.4 Крутящие моменты на валах

2. Расчёт редуктора

2.1 Выбор материала колёс и определение допускаемых напряжений.

2.2 Расчёт зубчатых передач эвольвентного зацепления.

2.2.1 Расчёт тихоходной ступени.

2.2.2 Расчёт промежуточной ступени.

2.2.3 Расчёт быстроходной ступени.

2.3 Расчёт и проектирование валов

2.3.1 Выбор материала и термообработки.

2.3.2 Проектный расчёт и разработка конструкции вала.

2.3.3 Предварительный подбор подшипников качения

2.4 Эскизная компоновка редуктора.

2.5 Проверочный расчёт валов.

2.6 Подбор подшипников качения

2.7 Подбор и проверка шпонок. Проектирование шпоночных соединений.

2.8 Конструирование корпуса и крышки редуктора.

2.9 Выбор смазки для зубчатых передач и подшипников качения.

2.10 Назначение и выбор посадок для сопрягаемых деталей.

3. Проектирование приводного вала.

3.1 Назначение материала и вида упрочняющей обработки.

3.2 Проектный расчёт вала.

3.3 Разработка конструкции вала.

3.4 Проверочный расчёт вала.

3.5 Подбор и проверка подшипников.

4. Подбор и проверка муфты

Заключение.

Список используемой литературы

1. Кинематический расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.1.1 Определяем мощность на выходе привода

Здесь - тяговое усилие цепи конвейера, кН;

- скорость движения цепи, м/с.

1.1.2 Определяем общий КПД привода

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

1.1.3 Определяем потребную мощность двигателя

1.1.4 Определяем частоту вращения приводного (выходного) вала

Здесь - шаг тяговой звёздочки, мм;

- число зубьев тяговой звёздочки.

1.1.5 Определяем ориентировочную частоту вращения вала электродвигателя.

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

1.1.6 Осуществляем выбор электродвигателя

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

Типоразмер двигателя 4А112МА6УЗ.

Мощность .

Скольжение .

Синхронная частота вращения .

Определяем асинхронную частоту вращения:

1.2 Общее передаточное число привода и разбивка его по ступеням

1.2.1 Определяем передаточное число редуктора

1.2.2 Определяем передаточное отношение каждой зубчатой пары

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

Передаточное отношение быстроходной ступени .

Передаточное отношение промежуточной ступени .

Передаточное отношение тихоходной ступени .

Величины и принимаются по ГОСТ.

1.2.3 Уточняем передаточное число редуктора

1.3 Определяем частоты вращения валов редуктора

1.3.1 Частота вращения входного вала

Частота вращения входного вала равна частоте вращения двигателя.

1.3.2 Частота вращения 1-го промежуточного вала

1.3.3 Частота вращения 2-го промежуточного вала

1.3.4 Частота вращения тихоходного вала

1.4 Определяем крутящие моменты на валах редуктора

1.4.1 Крутящий момент на валу двигателя

1.4.2 Крутящий момент на входном валу редуктора

1.4.3 Крутящий момент на 1-ом промежуточном валу

1.4.3 Крутящий момент на 2-ом промежуточном валу

1.4.4 Крутящий момент на выходном валу

1.4.5. Крутящий момент на тяговой звёздочке конвейера.

2. Расчёт редуктора

Исходные данные:

Таблица 1

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

2.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений при расчёте зубчатых передач

2.1.1 Расчёт быстроходной ступени (косозубая пара)

2.1.1.1 Выбор материала и вида упрочняющей обработки

Выбираем для шестерни сталь 45Х.

Тип термообработки - улучшение.

Твёрдость поверхности .

Предел прочности .

Предел текучести (см. [2] стр. 163).

Среднее значение твёрдости поверхности шестерни:

Выбираем для колеса сталь 45.

Тип термообработки - улучшение.

Твёрдость поверхности .

Предел прочности .

Предел текучести (см. [2] стр. 163).

Среднее значение твёрдости поверхности колеса: .

2.1.1.2 Определяем контактные напряжения

Для шестерни:

Где

- базовый предел контактной выносливости материала шестерни.

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

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

- коэффициент безопасности.

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

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов нагружения.

Из [2] стр. 169 рис. 8.40а примем .

- эквивалентное число циклов нагружения.

Где

- частота вращения шестерни, ;

- число зацеплений зубьев колеса за 1 оборот ();

- продолжительность цикла, определяемая по формуле:

где - коэффициент использования передачи в году. Согласно заданию ;

- коэффициент использования передачи в сутках. Согласно заданию ;

- срок службы передачи. Согласно заданию .

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

- определяется из графика нагрузки привода. .

находим значение :

Так как , принимаем .

Следовательно, контактное напряжение для шестерни:

Для колеса:

Где

- базовый предел контактной выносливости материала колеса.

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

Остальные параметры определяются аналогично предыдущему расчёту:

Коэффициент безопасности .

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов нагружения.

Из [2] стр. 169 рис. 8.40а примем .

- эквивалентное число циклов нагружения.

Где - частота вращения колеса, .

Остальные параметры данной формулы аналогичны параметрам формулы для шестерни.

находим значение :

Так как , принимаем .

Следовательно, контактное напряжение для колеса:

За расчётную величину контактных напряжений принимаем меньшую из полученных величин:

2.1.1.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба рассчитываются по формуле:

Следовательно, получим:

Для шестерни:

Где

- базовый предел изгибной выносливости материала шестерни.

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

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

- коэффициент безопасности.

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

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

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

- коэффициент долговечности (рассчитывается аналогично ).



Для всех сталей рекомендуется принимать

- эквивалентное число циклов, определяемое по формуле:

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

Получим:

Найдём значение :

Принимаем

Следовательно, допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Для колеса:

Где

подставив числовые значения, получим:

Аналогично предыдущему расчёту:

где и

где - частота вращения 1-го промежуточного вала.

Для получим:

Следовательно:

Принимаем

Таким образом, допускаемое напряжение изгиба для колеса:

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

2.1.1.4 Определяем предельно допускаемые напряжения

Предельно допускаемое контактное напряжение для шестерни:



Предельно допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Предельно допускаемое контактное напряжение для колеса:

Предельно допускаемое напряжение изгиба для колеса:

2.1.2 Расчёт промежуточной ступени (прямозубая пара)

2.1.2.1 Выбор материала и вида упрочняющей обработки

Выбираем для шестерни и колеса сталь 45Х.

Тип термообработки - улучшение.

Твёрдость поверхности шестерни .

Твёрдость поверхности колеса .

Предел прочности .

Предел текучести (см. [2] стр. 163).

Среднее значение твёрдости поверхности шестерни:

Среднее значение твёрдости поверхности колеса: .

2.1.2.2 Определяем контактные напряжения

Для шестерни:

Где

- базовый предел контактной выносливости материала шестерни.

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

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

- коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов нагружения.

Из [2] стр. 169 рис. 8.40а примем .

- эквивалентное число циклов нагружения.

Где - частота вращения шестерни, .

Остальные параметры данной формулы см. пункт 2.1.1.2.

Находим значение :

Так как , принимаем .

Следовательно, контактное напряжение для шестерни:

Для колеса:

Где

- базовый предел контактной выносливости материала колеса.

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

Остальные параметры определяются аналогично предыдущему расчёту:

Коэффициент безопасности .

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов нагружения.

Из [2] стр. 169 рис. 8.40а примем .

- эквивалентное число циклов нагружения.

Где - частота вращения колеса, .

Остальные параметры данной формулы аналогичны параметрам формулы для шестерни.

находим значение :

Так как , принимаем .

Следовательно, контактное напряжение для колеса:

За расчётную величину контактных напряжений принимаем меньшую из полученных величин:



2.1.2.3 Определяем напряжения изгиба

Для шестерни:

Где, аналогично пункту 2.1.1.3.

(см. [2] стр. 168).

(см. [2] стр. 174).

где и

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

Для получим:

Следовательно:

Принимаем

Таким образом, допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Для колеса:

Где, аналогично пункту 2.1.1.3.

(см. [2] стр. 168).

(см. [2] стр. 174).

где и

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

Для получим:

Следовательно:

Принимаем

Таким образом, допускаемое напряжение изгиба для колеса:

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

2.1.2.4 Определяем предельно допускаемые напряжения

Предельно допускаемое контактное напряжение:

Предельно допускаемое напряжение изгиба:

2.1.3 Расчёт тихоходной ступени (прямозубая пара)

2.1.3.1 Выбор материала и вида упрочняющей обработки

Выбираем для шестерни и колеса сталь 45Х.

Тип термообработки - улучшение.

Твёрдость поверхности шестерни .

Твёрдость поверхности колеса .

Предел прочности .

Предел текучести (см. [2] стр. 163).

Среднее значение твёрдости поверхности шестерни:

Среднее значение твёрдости поверхности колеса: .

2.1.3.2 Определяем контактные напряжения

Для шестерни:

Где

- базовый предел контактной выносливости материала шестерни.

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

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

- коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов нагружения.

Из [2] стр. 169 рис. 8.40а примем .

- эквивалентное число циклов нагружения.

Где - частота вращения шестерни, .

Остальные параметры данной формулы см. пункт 2.1.1.1.2.

находим значение :

Так как , принимаем .

Следовательно, контактное напряжение для шестерни:

Для колеса:

Где

- базовый предел контактной выносливости материала колеса.

(см. [2] стр. 168, таблица 8.9).

Остальные параметры определяются аналогично предыдущим расчётам:

Коэффициент безопасности .

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов нагружения.

Из [2] стр. 169 рис. 8.40а примем .

- эквивалентное число циклов нагружения.

Где - частота вращения колеса, .

Остальные параметры данной формулы аналогичны параметрам формулы для шестерни.

находим значение :

Следовательно, контактное напряжение для колеса:



За расчётную величину контактных напряжений принимаем меньшую из полученных величин:

2.1.3.3 Определяем напряжения изгиба

Для шестерни:

Где, аналогично пункту 2.1.1.3.

(см. [2] стр. 168).

(см. [2] стр. 174).

где и

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

Для получим:

Следовательно:

Принимаем

Таким образом, допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Для колеса:

Где, аналогично пункту 2.1.1.3.

(см. [2] стр. 168).

(см. [2] стр. 174).

где и

где - частота вращения колеса (тихоходного вала).

Для получим:



Следовательно:

Принимаем

Таким образом, допускаемое напряжение изгиба для колеса:

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

2.1.3.4 Определяем предельно допускаемые напряжения

Предельно допускаемое контактное напряжение:

Предельно допускаемое напряжение изгиба:

2.2 Расчёт зубчатых передач эвольвентного зацепления

2.2.1 Расчет тихоходной ступени (прямозубое зацепление)

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу колеса - ;

частота вращения ведомого вала - ;

передаточное число - ;

максимальный крутящий момент в период пуска - .

Допускаемые напряжения:

контактные

по изгибу

Предельно допускаемые напряжения:

контактные

изгиба

2.2.1.1 Назначаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

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

.

2.2.1.2 Вычисляем значение ширины шестерни относительно делительного диаметра

Подставив числовые значения, получим:

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

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

;

2.2.1.4 Определяем межосевое расстояние

Где - поправочный коэффициент относительно межосевого расстояния.

Для прямозубых колёс

Подставив числовые данные, получим:

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

2.2.1.5 Определяем модуль зацепления

Полученное значение модуля соответствует стандарту.

2.2.1.6 Определяем число зубьев колёс

Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяется по формуле:

Число зубьев шестерни определяется по формуле:



Число зубьев колеса:

Уточнённое передаточное число:

2.2.1.7 Определяем делительные диаметры зубчатых колёс

Делительный диаметр шестерни:

Делительный диаметр колеса:

Уточнённое межосевое расстояние:

2.2.1.8 Определяем ширину зубчатого венца

Ширина колеса определяется по формуле:

Ширина шестерни определяется по зависимости:



2.2.1.9 Определяем окружную скорость зубчатых колёс

Окружная скорость колёс определяется по формуле:

2.2.1.10 Назначаем значения коэффициентов и степень точности зубчатой передачи

Назначаем степень точности 9.

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

и

2.2.1.11 Определяем силы, действующие в зацеплении

Величина окружного усилия определяется по формуле:

Величина радиальной силы определяется по формуле:

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

Следовательно, получим:

2.2.1.12 Определяем удельную расчётную окружную силу

По контактным напряжениям:

По напряжениям изгиба:

2.2.1.13 Выполняем проверку прочности зубьев колёс

1) По контактным напряжениям.

Требуемое условие прочности формулируется следующим образом:

I)

Где - коэффициент, учитывающий профиль сопряжённых колёс.

- коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колёс.

Для стальных колёс принимаем

- коэффициент повышения прочности косозубого зацепления.

Для прямозубого зацепления .

II)

Проверяем условие I.

Данное условие выполняется.

Проверяем условие II.

Так как данное условие не выполняется.

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

Принимаем и соответственно

Определяем значение :

Снова проверяем условие I.

Условие I выполняется.

Проверяем условие II.

Так как условие II выполняется.

2) По напряжениям изгиба.

Требуемое условие прочности формулируется следующим образом:

Где

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

Следовательно, для прямозубого зацепления получим:

- коэффициент формы зуба (для колеса).

При принимаем

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

С учётом изменения ширины зубчатого венца определяем новое значение :

Подставив, числовые значения проверим заданное условие:

Данное условие выполняется.

2.2.2 Расчет промежуточной ступени (прямозубое зацепление)

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу колеса - ;

частота вращения ведомого вала - ;

передаточное число - ;

максимальный крутящий момент в период пуска - .

Допускаемые напряжения:

контактные

по изгибу

Предельно допускаемые напряжения:

контактные

изгиба

2.2.2.1 Назначаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

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

.

2.2.2.2 Вычисляем значение ширины шестерни относительно делительного диаметра

Подставив числовые значения, получим:

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

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

;

2.2.2.4 Определяем межосевое расстояние

Где - поправочный коэффициент относительно межосевого расстояния.

Для прямозубых колёс

Подставив числовые данные, получим:

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

2.2.2.5 Определяем модуль зацепления

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

2.2.2.6 Определяем число зубьев колёс

Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяется по формуле:

Число зубьев шестерни определяется по формуле:

Число зубьев колеса:

Уточнённое передаточное число:

2.2.2.7 Определяем делительные диаметры зубчатых колёс

Делительный диаметр шестерни:

Делительный диаметр колеса:

Уточнённое межосевое расстояние:

2.2.2.8 Определяем ширину зубчатого венца

Ширина зубчатого венца колеса определяется по формуле:

Ширина зубчатого венца шестерни определяется по зависимости:

2.2.2.9 Определяем окружную скорость зубчатых колёс

Окружная скорость колёс определяется по формуле:

2.2.2.10 Назначаем значения коэффициентов и степень точности зубчатой передачи

Назначаем степень точности 9.

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

и

2.2.2.11 Определяем силы, действующие в зацеплении

Величина окружного усилия определяется по формуле:

Величина радиальной силы определяется по формуле:

2.2.2.12 Определяем удельную расчётную окружную силу

По контактным напряжениям:

По напряжениям изгиба:

2.2.2.13 Выполняем проверку прочности зубьев колёс

1) По контактным напряжениям.

Требуемое условие прочности формулируется следующим образом:

I)

Где, аналогично расчёту для тихоходной ступени:

.

II)

Проверяем условие I.

Данное условие выполняется.

Проверяем условие II.

Так как данное условие не выполняется.

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

Принимаем и соответственно

Определяем значение :

Снова проверяем условие I.

Условие I выполняется.

Проверяем условие II.

Так как условие II выполняется.

2) По напряжениям изгиба.

Требуемое условие прочности формулируется следующим образом:

Где, аналогично расчёту для тихоходной ступени:

С учётом изменения ширины зубчатого венца определяем новое значение :

Подставив, числовые значения проверим заданное условие:

Данное условие выполняется.

2.2.3 Расчет быстроходной ступени (косозубое зацепление)

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу колеса - ;

частота вращения ведомого вала - ;

передаточное число - ;

максимальный крутящий момент в период пуска - .

Допускаемые напряжения:

контактные

по изгибу

Предельно допускаемые напряжения:

контактные

изгиба

2.2.3.1 Назначаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

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

.

2.2.3.2 Вычисляем значение ширины шестерни относительно делительного диаметра

Подставив числовые значения, получим:

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

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

;

2.2.3.4 Определяем межосевое расстояние

Где - поправочный коэффициент относительно межосевого расстояния.

Для косозубых колёс

Подставив числовые данные, получим:

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

2.2.3.5 Определяем нормальный модуль зацепления

Полученное значение модуля соответствует стандарту.

2.2.3.6 Назначаем угол наклона линии зуба

Для косозубых колёс .

Принимаем

2.2.3.7 Определяем число зубьев колёс

Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяется по формуле:

Число зубьев шестерни определяется по формуле:

Число зубьев колеса:



Уточнённое передаточное число:

2.2.3.8 Определяем уточнённое значение угла наклона линии зуба

Следовательно

2.2.3.9 Определяем делительные диаметры зубчатых колёс

Делительный диаметр шестерни:

Делительный диаметр колеса:

Уточнённое межосевое расстояние:

2.2.3.10 Определяем ширину зубчатого венца

Ширина колеса определяется по формуле:

Ширина шестерни определяется по зависимости:

2.2.3.11 Определяем окружную скорость зубчатых колёс

Окружная скорость колёс определяется по формуле:

2.2.3.12 Назначаем значения коэффициентов и степень точности зубчатой передачи

Назначаем степень точности 9.

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

Коэффициенты динамической нагрузки:

Коэффициенты повышения прочности косозубого зацепления:

2.2.3.13 Определяем силы, действующие в зацеплении

Величина окружного усилия определяется по формуле:

Величина радиальной силы определяется по формуле:

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

Следовательно, получим:

Величина осевой силы определяется по формуле:

2.2.1.12 Определяем удельную расчётную окружную силу

По контактным напряжениям:

По напряжениям изгиба:

2.2.1.13 Выполняем проверку прочности зубьев колёс

1) По контактным напряжениям.

Требуемое условие прочности формулируется следующим образом:

I)

Где - коэффициент, учитывающий профиль сопряжённых колёс.

- коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колёс.

Для стальных колёс принимаем

- коэффициент повышения прочности косозубого зацепления.

где - коэффициент торцевого перекрытия.

следовательно, для получим:

II)

Проверяем условие I.

Данное условие выполняется.

Проверяем условие II.

Так как данное условие не выполняется.

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

Принимаем и соответственно

Определяем значение :

Снова проверяем условие I.

Условие I выполняется.

Проверяем условие II.

Так как условие II выполняется.

2) По напряжениям изгиба.

Требуемое условие прочности формулируется следующим образом:

Где

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

- коэффициент формы зуба (для колеса).

При принимаем

- коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.

С учётом изменения ширины зубчатого венца определяем новое значение :

Подставив, числовые значения проверим заданное условие прочности:

Данное условие выполняется.

2.3 Расчёт и конструирование валов

2.3.1 Расчёт и конструирование тихоходного вала

Исходные данные:

крутящий момент на валу

2.3.1.1 Выбор материала и назначение вида упрочняющей обработки

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

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

1) Задаёмся допускаемой величиной напряжения кручения.

Величина напряжения кручения выбирается из диапазона:

Принимаем

2) Выполняем проектный расчёт.

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

получаем:

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

3) Разрабатываем конструкцию вала по условию собираемости.

I) Ориентировочно определяем диаметр вала под подшипник.

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

Диаметр под подшипник определяем по зависимости:

Округляем полученное значение до стандартной величины и получаем:

II) Определяем диаметр вала под колесо.

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

Диаметр под колесо определяем по зависимости:

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

III) Определяем диаметр вала под втулку.

IV) Определяем диаметр буртика.

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

Следовательно, получим:

Округляя полученное значение, получим:

V) Выполняем эскиз вала.

2.3.1.3 Предварительный подбор подшипников качения

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

Параметры подшипника: , , , ,

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

2.3.2 Расчёт и конструирование 2-го промежуточного вала

Исходные данные:

крутящий момент на валу

2.3.2.1 Выбор материала и назначение вида упрочняющей обработки

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

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

1) Задаёмся допускаемой величиной напряжения кручения.

Величина напряжения кручения выбирается из диапазона:

Принимаем

2) Выполняем проектный расчёт.

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



получаем:

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

3) Разрабатываем конструкцию вала по условию собираемости.

I) Ориентировочно определяем диаметр вала под подшипник.

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

Диаметр под подшипник определяем по зависимости:

Округляем полученное значение до стандартной величины и получаем:

II) Определяем диаметр вала под уплотнение.

III) Определяем диаметр вала под втулку.

IV) Выполняем эскиз вала.

2.3.2.3 Предварительный подбор подшипников качения

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

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

2.3.3 Расчёт и конструирование 1-го промежуточного вала

Исходные данные:

крутящий момент на валу

2.3.3.1 Выбор материала и назначение вида упрочняющей обработки

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

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

1) Задаёмся допускаемой величиной напряжения кручения.

Величина напряжения кручения выбирается из диапазона:

Принимаем

2) Выполняем проектный расчёт.

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

получаем:

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

3) Разрабатываем конструкцию вала по условию собираемости.

I) Ориентировочно определяем диаметр вала под подшипник.

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

Диаметр под подшипник определяем по зависимости:

Округляем полученное значение до стандартной величины и получаем:

II) Определяем диаметр вала под уплотнение.

III) Определяем диаметр вала под втулку.

IV) Выполняем эскиз вала.

2.3.3.3 Предварительный подбор подшипников качения

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

Параметры подшипника: , , , ,

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

2.3.4 Расчёт и конструирование быстроходного вала

Исходные данные:

крутящий момент на валу

2.3.4.1 Выбор материала и назначение вида упрочняющей обработки

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

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

1) Задаёмся допускаемой величиной напряжения кручения.

Величина напряжения кручения выбирается из диапазона:

Принимаем

2) Выполняем проектный расчёт.

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

привод подшипник муфта вал

получаем:

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

Зависимость между и имеет следующий вид:

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

Следовательно, получим:

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

3) Разрабатываем конструкцию вала по условию собираемости.

I) Ориентировочно определяем диаметр вала под подшипник.

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

Диаметр под подшипник определяем по зависимости:

Округляем полученное значение до стандартной величины и получаем:

II) Определяем диаметр вала под колесо.

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

Диаметр под колесо определяем по зависимости:

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

III) Определяем диаметр вала под втулку.

IV) Определяем диаметр буртика.

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

Следовательно, получим:

Округляя полученное значение до стандартной величины, получим:

V) Выполняем эскиз вала.

2.3.4.3 Предварительный подбор подшипников качения

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

Параметры подшипника: , , , ,

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

2.4 Эскизная компоновка редуктора

Эскизную компоновку выполняем на миллиметровке в масштабе 1:1.

Определяем геометрические размеры редуктора:

1) общая высота зубчатых колёс:

2) расстояние от колеса до стенки редуктора:

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

4) внутренняя длина редуктора:

5) расстояние от днища редуктора до колеса тихоходной ступени.

Принимаем .

2.5 Проверочный расчёт валов на усталостную и статическую прочность

2.5.1 Проверочный расчёт быстроходного вала

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу - ;

радиальная сила на шестерне - ;

окружная сила на шестерне - ;

осевая сила - ;

ширина подшипника - ;

диаметр вала под подшипник - ;

диаметр шестерни -

материал вала - сталь 45Х с термообработкой - улучшение;

предел прочности материала вала - ;

предел текучести материала вала -

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

Для построения эпюр изгибающих моментов необходимо определить следующие параметры:

I) длина концевого участка вала (под полумуфту)

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

Следовательно, получим:

II) длина опор вала

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

Согласно [2] стр. 298 принимаем .

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

Определяем значения реакций:

I) вертикальная плоскость

изгибающий момент, созданный осевой силой:

;

горизонтальная составляющая реакции в опоре А: ;

вертикальная составляющая реакции в опоре А:

вертикальная составляющая реакции в опоре В:

II) горизонтальная плоскость

горизонтальная составляющая реакции в опоре А:

горизонтальная составляющая реакции в опоре В:

Определяем изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

I) вертикальная плоскость

II) горизонтальная плоскость

Определяем результирующие моменты в сечениях I и II:

Определяем результирующие реакции в опорах А и В:

2) Проверяем сечение вала на усталостную и статическую прочность.

I) Проверка на усталостную прочность.

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

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

где - запас сопротивления усталости только по изгибу;

- запас сопротивления усталости только по кручению.

Определяем :

Для симметричного цикла величина , следовательно

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле изгиба.

Для легированных сталей (сталь 45Х):

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений

где - изгибающий момент в исследуемом сечении.

В нашем случае

- момент сопротивления сечения изгибу.

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

где - диаметр вала в исследуемом сечении;

- ширина шпоночного паза;

- глубина шпоночного паза.

Следовательно

Следовательно

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.

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

- масштабный фактор для нормальных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

Таким образом:

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле кручения.

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений;

- постоянная составляющая цикла напряжений;

- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.

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

- масштабный фактор для касательных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

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

Таким образом:



Общий запас сопротивления усталости:

Следовательно, данное условие выполняется.

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

Условие статической прочности имеет вид

где

Предельно допускаемое напряжение принимают близким к пределу текучести

Проверяем заданное условие:

Заданное условие выполняется с большим запасом.

2.5.2 Проверочный расчёт 1-го промежуточного вала

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу - ;

радиальная сила:

на шестерне - ; на колесе - ;

окружная сила

на шестерне - ; на колесе -

осевая сила на колесе - ;

ширина подшипника - ;

диаметр вала под подшипник - ;

диаметр колеса - ;

диаметр шестерни - ;

материал вала - сталь 45 с термообработкой - улучшение;

предел прочности материала вала - ;

предел текучести материала вала - .

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

Длина опор вала

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

Определяем значения реакций:

I) вертикальная плоскость

изгибающий момент, созданный осевой силой:

;

горизонтальная составляющая реакции в опоре А: ;

вертикальная составляющая реакции в опоре А:

вертикальная составляющая реакции в опоре В:

II) горизонтальная плоскость

горизонтальная составляющая реакции в опоре А:

горизонтальная составляющая реакции в опоре В:

Определяем изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

I) вертикальная плоскость

II) горизонтальная плоскость



Определяем результирующие моменты в сечениях I и II:

Определяем результирующие реакции в опорах А и В:

2) Проверяем сечение вала на усталостную и статическую прочность.

I) Проверка на усталостную прочность.

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

Параметры формулы см. в пункте 2.5.1

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле изгиба.

Для углеродистых сталей (сталь 45):

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений

где - изгибающий момент в исследуемом сечении.

В нашем случае

- момент сопротивления сечения изгибу.

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

где - диаметр вала в исследуемом сечении;

- ширина шпоночного паза;

- глубина шпоночного паза.

Следовательно

Следовательно

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.

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

- масштабный фактор для нормальных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

Таким образом:

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле кручения.

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений;

- постоянная составляющая цикла напряжений;

 - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.

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

- масштабный фактор для касательных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

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

Таким образом:

Общий запас сопротивления усталости:

Следовательно, данное условие выполняется.

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

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

2.5.3 Проверочный расчёт 2-го промежуточного вала

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу - ;

радиальная сила:

на шестерне - ; на колесе - ;

окружная сила

на шестерне - ; на колесе -

ширина подшипника - ;

диаметр вала под подшипник - ;

диаметр колеса - ;

диаметр шестерни - ;

материал вала - сталь 45 с термообработкой - улучшение;

предел прочности материала вала - ;

предел текучести материала вала - .

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

Длина опор вала

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

Определяем значения реакций:

I) вертикальная плоскость

вертикальная составляющая реакции в опоре А:

вертикальная составляющая реакции в опоре В:



II) горизонтальная плоскость

горизонтальная составляющая реакции в опоре А:

горизонтальная составляющая реакции в опоре В:

Определяем изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

I) вертикальная плоскость

II) горизонтальная плоскость

Определяем результирующие моменты в сечениях I и II:



Определяем результирующие реакции в опорах А и В:

2) Проверяем сечение вала на усталостную и статическую прочность.

I) Проверка на усталостную прочность.

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

Параметры формулы см. в пункте 2.5.1

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле изгиба.

Для углеродистых сталей (сталь 45):

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений



где - изгибающий момент в исследуемом сечении.

В нашем случае

- момент сопротивления сечения изгибу.

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

где - диаметр вала в исследуемом сечении;

- ширина шпоночного паза;

- глубина шпоночного паза.

Следовательно

Следовательно

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.

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

- масштабный фактор для нормальных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

Таким образом:

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле кручения.

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений;

- постоянная составляющая цикла напряжений;

- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.

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

- масштабный фактор для касательных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

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

Таким образом:

Общий запас сопротивления усталости:

Следовательно, данное условие выполняется.

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

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

2.5.4 Проверочный расчёт тихоходного вала

Исходные данные для расчёта:

крутящий момент на валу - ;

радиальная сила на колесе: ;

окружная сила на колесе: ;

ширина подшипника - ;

диаметр вала под подшипник - ;

диаметр колеса - ;

материал вала - сталь Ст5 без термообработки;

предел прочности материала вала - ;

предел текучести материала вала - .

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

Для построения эпюр изгибающих моментов необходимо определить следующие параметры:

I) длина концевого участка вала (под полумуфту)

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

Следовательно, получим:

II) длина опор вала

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

Согласно [2] стр. 298 принимаем

.

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

Определяем значения реакций:

I) вертикальная плоскость

вертикальная составляющая реакции в опоре А:

вертикальная составляющая реакции в опоре В:

II) горизонтальная плоскость

горизонтальная составляющая реакции в опоре А:

горизонтальная составляющая реакции в опоре В:

Определяем изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

I) вертикальная плоскость

II) горизонтальная плоскость



Определяем результирующие моменты в сечениях I и II:

Определяем результирующие реакции в опорах А и В:

2) Проверяем сечение вала на усталостную и статическую прочность.

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

Параметры формулы см. в пункте 2.5.1

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле изгиба.

Для углеродистых сталей (сталь 45):

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений

где - изгибающий момент в исследуемом сечении.

В нашем случае

- момент сопротивления сечения изгибу.

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

где - диаметр вала в исследуемом сечении;

Следовательно

Следовательно

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.

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

- масштабный фактор для нормальных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

Таким образом:

Определяем :

где - коэффициент выносливости стали при симметричном цикле кручения.

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений;

- постоянная составляющая цикла напряжений;

- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.

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

- масштабный фактор для касательных напряжений.

Согласно [4] стр.166, таблица 8.8 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

Принимаем .

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

Таким образом:

Общий запас сопротивления усталости:

Следовательно, данное условие выполняется.

2.6 Подбор подшипников качения

2.6.1 Подбор и проверка подшипников качения для быстроходного вала

Исходные данные:

диаметр вала под подшипник - ;

частота вращения вала ;

реакции опор:

, ;

;

1) Выбор подшипника.

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

Параметры подшипника: , , , ,

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

2) Проверка подшипника по наиболее нагруженной опоре.

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

Номинальная долговечность подшипника (ресурс) определяется по зависимости:

где - динамическая грузоподъёмность подшипника (кН);

- эквивалентная нагрузка на подшипник (кН);

- принимается для шарикоподшипников.

а также по зависимости:

где - частота вращения вала;

- номинальная долговечность (час).



Следовательно, определяем :

Определяем эквивалентную нагрузку :

где - коэффициент радиальной нагрузки;

- коэффициент осевой нагрузки;

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

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

- температурный коэффициент (т.к. принимаем ).

Проверяем наиболее нагруженную опору В:

Получаем: , , .

Следовательно

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность и сравниваем её с заданной:

Выбранный подшипник не подходит т.к. имеется перегруз.

Выбираем подшипник лёгкой узкой серии () № 36206.

Параметры подшипника: , , , ,

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

Т.к.

окончательно принимаем подшипник № 36206.

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

Исходные данные:

диаметр вала под подшипник - ;

частота вращения вала ;

реакции опор:

;

,

1) Выбор подшипника.

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

Параметры подшипника: , , , ,

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

2) Проверка подшипника по наиболее нагруженной опоре.

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

Номинальная долговечность подшипника (ресурс) определяется по зависимости:

где - динамическая грузоподъёмность подшипника (кН);

- эквивалентная нагрузка на подшипник (кН);

- принимается для шарикоподшипников.

также по зависимости:

где - частота вращения вала;

- номинальная долговечность (час).

Следовательно, определяем :

Определяем эквивалентную нагрузку :

где - коэффициент радиальной нагрузки;

- коэффициент осевой нагрузки;

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

- коэффициент безопасности (принимаем );

- температурный коэффициент (т.к. принимаем ).

Проверяем наиболее нагруженную опору А:

Получаем: , , .

Следовательно

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность и сравниваем её с заданной:

Выбранный подшипник не подходит т.к. имеется перегруз.

Выбираем подшипник лёгкой узкой серии () № 36206.

Параметры подшипника: , , , ,

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

Т.к.

окончательно принимаем подшипник № 36206.

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

Исходные данные:

диаметр вала под подшипник - ;

частота вращения вала ;

реакции опор:

;

.

1) Выбор подшипника.

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

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

2) Проверка подшипника по наиболее нагруженной опоре.

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

Номинальная долговечность подшипника (ресурс) определяется по зависимости:

где - динамическая грузоподъёмность подшипника (кН);

- эквивалентная нагрузка на подшипник (кН);

- принимается для шарикоподшипников.

а также по зависимости:

где - частота вращения вала;

- номинальная долговечность (час).

Следовательно, определяем :

Определяем эквивалентную нагрузку :

где - коэффициент радиальной нагрузки;

- коэффициент осевой нагрузки;

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

- коэффициент безопасности (принимаем );

- температурный коэффициент (т.к. принимаем ).

Проверяем наиболее нагруженную опору В:

Получаем: , , .

Следовательно

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность и сравниваем её с заданной:

Выбранный подшипник не подходит т.к. имеется перегруз.

Выбираем подшипник лёгкой серии № 208.

Параметры подшипника: , , , ,

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

Т.к.

окончательно принимаем подшипник № 208.

2.6.4 Подбор и проверка подшипников качения для тихоходного вала

Исходные данные:

диаметр вала под подшипник - ;

частота вращения вала ;

реакции опор:

;

.

1) Выбор подшипника.

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

Параметры подшипника: , , , ,

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

2) Проверка подшипника по наиболее нагруженной опоре.

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

Номинальная долговечность подшипника (ресурс) определяется по зависимости:

где - динамическая грузоподъёмность подшипника (кН);

- эквивалентная нагрузка на подшипник (кН);

- принимается для шарикоподшипников.

а также по зависимости:

где - частота вращения вала;

- номинальная долговечность (час).

Следовательно, определяем :

Определяем эквивалентную нагрузку :

где - коэффициент радиальной нагрузки;

- коэффициент осевой нагрузки;

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

- коэффициент безопасности (принимаем );

- температурный коэффициент (т.к. принимаем ).

Проверяем наиболее нагруженную опору В:

Получаем: , , .

Следовательно

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность и сравниваем её с заданной:

Выбранный подшипник не подходит т.к. имеется перегруз.

Выбираем подшипник особолёгкой серии № 114.

Параметры подшипника: , , , ,

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

Т.к.

окончательно принимаем подшипник № 114.

2.7 Подбор и проверка шпонок. Проектирование шпоночных соединений

2.7.1 Подбор и проверка шпонок для быстроходного вала