ID: 49860

Название работы: Расчет привода электродвигателя АИР132М8

Категория: Курсовая

Предметная область: Производство и промышленные технологии

Описание: Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности, значение которого можно принять. При этом должно выполняться условие, что, где – расчётный коэффициент запаса прочности, и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Язык: Русский

Дата добавления: 2015-01-15

Размер файла: 1.01 MB

Работу скачали: 6 чел.

Содержание

1.  Техническое задание ………………………………………………………2
2.  Кинематическая схема привода с обозначением всех элементов ……...3
3.  Выбор электродвигателя ………………………………………………….4
4.  Определение общего передаточного числа и разбивка его по

ступеням ……………………………………………………………………5

1.  Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала привода ……………………………………………………..6              
2.  Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для всех шестерен и колес зацеплений …………………………………………….6
3.  Проектный и проверочный расчет косозубой цилиндрической

   передачи …………………………………………………………………...12

1.  Определение диаметров всех валов ……………………………………..20
2.  Проверочный расчет наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жесткость …………………………………………………...21
3.  Выбор и проверка подшипников по динамической грузоподъемности23
4.  Выбор и расчет шпоночных соединений ……………………………….27
5.  Выбор смазочного материала и способа смазывания зацеплений и подшипников……………………………………………………………...28
6.  Литература ………………………………………………………………..30
7.  Приложения (спецификации) ……………………………………………31

2. Кинематическая схема привода с обозначением всех элементов

 

                                          - электродвигатель;

                                               - муфта;

                                          3 – редуктор;

                                          4 – муфта;

                                          5 – приводной вал.

    

1.  Выбор электродвигателя

3.1Общее КПД привода

   

 где – общий КПД привода

– КПД муфты,  ([1], стр.6);

– КПД быстроходной ступени цилиндрической передачи, =0,96…0,98=0,97 ([1], стр.6);

– КПД тихоходной ступени цилиндрической передачи, =0,96…0,98=0,97 ([1], стр.6);

– КПД приводного вала,  =0,99([1], стр.6);

 

3.2Частота вращения вала электродвигателя

=,

где– частота вращения приводного вала, об/мин;

V – скорость цепи, V=0,75 м/с;

Dзв – диаметр тяговых звездочек, мм

Dзв=,

где р – шаг цепи, р=125  мм;

z – число зубьев звездочки, z=8

Dзв== 318 мм

n4== 45,66 об/мин

3.3Мощность электродвигателя

Рэд'=,

где Рэд' – расчетное предварительное значение мощности электродвигателя, кВт;

Ft – окружная сила на двух звездочках, Ft=4500 Н

Рэд'== 4,97 кВт

Принимаем ([2], стр. 4) электродвигатель АИР132М8 мощностью  кВт с частотой вращения   мин –1, диаметр вала  мм, длина выходного конца вала  мм.

4. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Определяем общее передаточное число привода

Принимаем - передаточное число тихоходной ступени редуктора ([1], стр.6);

Принимаем

1.  Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала привода

№ вала	Р, кВт	n, мин -1	Т, Н·м
1	= =4,89		= =65,58
2	= =4,74	== =158,2	== =286,1
3	= =4,6	= =44,56	= =985,8
4	= == =4,48		= =990,1

1.  Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для вех шестерен и колес зацеплений

6.1 Материалы зубчатых колес

6.1.1 Быстроходная ступень

 Материал колеса и шестерни – сталь 40Х. Таким образом, учитывая, что  термообработка зубчатых колес – улучшение + закалка ТВЧ, имеем ([2], стр. 15):

HВ= 269…302;  НRС=45…50;σт1,2=750 МПа; σв=900 Мпа

6.1.2Тихоходная ступень

Материал колеса и шестерни – сталь 40ХН. Таким образом, учитывая, что  термообработка зубчатых колес – улучшение + закалка ТВЧ, имеем ([2], стр. 15):

HВ= 269…302;НRС=48…53; σт1,2=750 МПа; σв=920 Мпа

6.2 Определение допускаемых напряжений для расчета косозубой цилиндрической передачи

6.2.1 Быстроходная ступень

Исходные данные

Материалы и термическая обработка:

Колесо	Шестерня
Сталь 40Х, улучшение, HВ=269…302, HВср2=285, nз2=1	Сталь 40Х, закалка ТВЧ сквозная с охватом впадины (предполагаем m3 мм), HRC=45…50, HRCср1=47,5, nз1=1

Частота вращения вала колеса n2=158,2 об/мин.

Передаточное число U=4,5.

Расчетный ресурс t∑=25000 часов.

Передача работает с режимом III.

1.  Коэффициент приведения ([2], стр.17) для расчетов на

  

контактную выносливость	КНЕ2=0,18	КНЕ1=0,18
изгибную выносливость	КFЕ2=0,06	КFЕ1=0,04

1.  Число циклов NG перемены напряжений ([2], стр.17), соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на

контактную выносливость	NHG2=20·106	NHG1=80·106
изгибную выносливость	NFG2=4·106	NFG1=4·106

1.  Суммарное число циклов перемены напряжений

N∑2=60·tΣ·n2·nз2=60·25000·158,2·1= =39,86·106

NΣ1=NΣ2·U·=39,86·106·4,5·1/1= =179,4·106

1.  Эквивалентные числа циклов перемены напряжений

Для расчета на	Колесо	Шестерня
контактную выносливость	NHE2=KHE2·NΣ2= =0,18·39,86·106= =7,17·106<NHG=20·106	NHE1=KHE1·NΣ1= =0,18·179,4·106= =25,47·106<NHG=80·106
изгибную выносливость	NFE2=KFE2·NΣ2= =0,06·39,86·106= =2,39·106<NFG=4·106	NFE1=KFE1·NΣ1= =0,04·179,4·106= =7,17·106>NFG=4·106

1.  Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок

Контактная прочность

[σ]Нmax2=2,8σТ=2,8·750=2100 МПА

[σ]Hmax1=40HRCпов=40·47,5=1900 МПА

Изгибная прочность

[σ]Fmax2=2,74НВ2=2,74·285=780МПа

[σ]Fmax2=1430 МПа

где  и  - предельные допускаемые напряжения, МПа ([2], стр.21)

1.  Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость

[σ]Н=[σ0]Н·[σ]Hmax

[σ0]H=,

где  - длительный предел контактной выносливости, МПа ([2], стр.21);

- коэффициент безопасности ([2], стр.21);

- допускаемое контактное напряжение, МПа ([2], стр.21)

[σ0]H2== =581,5 МПа	[σ0]H1== =839,5 МПа
[σ]Н2=[σ0]Н2·= =697,8 МПа <[σ]Hmax2=2100 МПа	σ]Н1=[σ0]Н1·= =1024Мпа <[σ]Hmax1=1900 МПа

МПа

МПа

Принимаем

1.  Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость

[σ0]F2==293 МПа	[σ0]F1==314 МПа
[σ]F2=[σ0]F2·=319,4 МПа<[σ]Fmax2=780 МПа	[σ]F1=[σ0]F1·=314 МПа<[σ]Fmax1=1430 МПа

где- длительный предел изгибной выносливости, МПа ([2], стр.21);

         - коэффициент безопасности ([2], стр.21);

     - допускаемое напряжение изгиба при неограниченном ресурсе передачи, МПа ([2], стр.21)

6.2.2 Тихоходная ступень

Исходные данные

Материалы и термическая обработка:

Колесо	Шестерня
Сталь 40ХН, улучшение, HВ =269…302, HВср2=285, nз2=1	Сталь 40ХН, закалка ТВЧ сквозная с охватом впадины (предполагаем m мм),HRC=48…53,HRCср1=50,5,nз1=1

Частота вращения вала колеса n3=44,56 об/мин.

Передаточное число U=3,55.

Расчетный ресурс tΣ=25000 часов.

Передача работает с режимом III.

1.  Коэффициент приведения ([2], стр.17) для расчетов на

  

контактную выносливость	КНЕ2=0,18	КНЕ1=0,18
изгибную выносливость	КFЕ2=0,06	КFЕ1=0,04

1.  Число циклов NG перемены напряжений ([2], стр.17), соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на

контактную выносливость	NHG2=20·106	NHG1=100·106
изгибную выносливость	NFG2=4·106	NFG1=4·106

1.  Суммарное число циклов перемены напряжений

N∑2=60·tΣ·n2·nз2=60·25000·44,56·1= =11,2291·106=11,23·106

NΣ1=NΣ2·U·=11,23·106·3,55·1/1= =39,9·106

4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений

Для расчета на	Колесо	Шестерня
контактную выносливость	NHE2=KHE2·NΣ2= =0,18·11,23·106= =2,02·106<NHG=20·106	NHE1=KHE1·NΣ1= =0,18·39,9·106= =7,18·106<NHG=100·106
изгибную выносливость	NFE2=KFE2·NΣ2= =0,06·11,23·106= =0,67·106< NFG=4·106	NFE1=KFE1·NΣ1= =0,04·39,9·106= =1,6·106<NFG=4·106

5.Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок

Контактная прочность

[σ]Нmax2=2,8σТ=2,8·750=2100 МПА

[σ]Hmax1=40HRCпов=40·50,5=2020 МПА

Изгибная прочность

[σ]Fmax2=2,74НВср=2,74·285=780 МПа

[σ]Fmax2=1430 МПа

6.Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость

[σ]Н=[σ0]Н·[σ]Hmax

[σ0]H=

[σ0]H2== =581,5 МПа	[σ0]H1== =882,1 МПа
[σ]Н2=[σ0]Н2·= =843,2 Мпа <[σ]Hmax2=2100 МПа	σ]Н1=[σ0]Н1·= =1367,2 Мпа <[σ]Hmax1=2020 МПа

 

Принимаем

7.Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость

[σ0]F2==293 МПа	[σ0]F1==314 МПа
[σ]F2=[σ0]F2·=392 МПа<[σ]Fmax2=780 МПа	[σ]F1=[σ0]F1·=348,5 МПа<[σ]Fmax1=1430 МПа

6.3 Коэффициенты нагрузки

6.3.1 Коэффициент концентрации нагрузки Кβ (сответственно КНβ и КFβ)

а) Быстроходная ступень

Определяем окружную скорость

,

где Сυ=1600 ([2], стр.27);

    Ψа=0,4 - симметричное положение колес относительно опор и передача с повышенной твердостью рабочих поверхностей зубьев ([1], стр.15);

=1,87 м/с

Относительная ширина шестерни

КНβ0=2,2 ([2], стр.26), КFβ0=1,8 ([2], стр.27)

Для прирабатывающих цилиндрических колес:

Кβ=Кβ0(1-Х)+Х,

где Х – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес, Х=0,5 ([2], стр.25)

КНβ=2,2(1-0,5)+0,5=1,6

б) Тихоходная ступень

Определяем окружную скорость

=0,506 м/с

Относительная ширина шестерни

Х=0,5 ([2], стр. 25)

КНβ0=1,42  ([2], стр.26), КFβ0=1,32 ([2], стр.27)

КНβ=1,42·(1-0,5)+0,5=1,21

6.3.2 Коэффициент динамичности нагрузки Кυ (КНυ и КFυ соответственно)

а) Быстроходная ступень

При скорости V=1,87 м/с, 8-й степени точности

КНυ=1,02 ([2], стр.28), КFυ=1,06 ([2], стр.29)

б) Тихоходная ступень

КНυ=1,01 ([2], стр.28), КFυ=1,03 ([2], стр.29)

7. Проектный и проверочный  расчет закрытой косозубой цилиндрической передачи

1.  Быстроходная ступень

Исходные данные

Т2=286,1 Н·м, n2= 158,2 об/мин, U=4,5

	Марка стали	Термообработка поверхности	Термообработка сердцевины	[σ]Н, МПа	[σ]F, МПа
Шестерня	40Х	Улучшение HВ 269…302	Улучшение HВ 269…302	774,8	314
Колесо	40Х	Закалка ТВЧ HRC 45…50	Улучшение HВ 269…302	774,8	319,4

1.  Предварительное значение межосевого расстояния

 а'=(U'+1) ,

где U' – заданное передаточное число;

Т2- номинальный крутящий момент на валу колеса;

КН – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость;

КНα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубых передачах, КНα=1,06 ([2], стр.30);

[σ]Н – допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость.

КН=КНβ·КНυ=1,6·1,02=1,63

а'=(4,5+1)·=125,12 мм

Из стандартного ряда Rа40 по ГОСТ 6636-69 ближайшее стандартное значение межосевого расстояния а=125  мм([1], стр.363).

1.  Рабочая ширина венца колеса

мм

Принимаем =50 мм

1.  Рабочая ширина шестерни

53 мм

1.  Модуль передачи

m'=,

где  мм

=2,79·103 Н

Из стандартного ряда значений  по ГОСТ 9563-60 выбираем значение  =1,5([2], стр.31).

1.  Минимальный угол наклона зубьев

1.  Суммарное число зубьев

Принимаем =165

1.  Действительное значение угла наклона зубьев

>

1.  Число зубьев шестерни

Принимаем >

1.  Число зубьев колеса

 

1.  Фактическое передаточное число

Ошибка передаточного числа

<4%

1.  Проверка зубьев на изгибную выносливость

,

где - напряжение в опасном сечении зуба колеса;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, =0,91  ([2], стр.33);

Эквивалентное число зубьев колеса:

- коэффициент, учитывающий форму зуба колеса, =3,63 ([2], стр.32);

- коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Мпа

<МПа

Эквивалентное число зубьев шестерни:

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:  ([2], стр.32)

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

Мпа

< МПа

1.  Диаметры делительных окружностей:

 

Проверка:

1.  Диаметры окружностей вершин зубьев  и впадин зубьев

1.  Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки (улучшение + закалка ТВЧ).

Наружный диаметр заготовки шестерни

< мм.

Толщина сечения обода колеса

< мм

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

1.  Силы, действующие на валы от зубчатых колес.

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

Н

Осевая сила:

Н

1.  Тихоходная ступень

Исходные данные

Т3=985,8 Н·м, n3= 44,56 об/мин, U=3,55

	Марка стали	Термообработка поверхности	Термообработка сердцевины	[σ]Н, МПа	[σ]F, МПа
Шестерня	40ХН	Закалка ТВЧ HRC 48…53	Улучшение НВ 269…302	1367,2	348,5
Колесо	40ХН	Улучшение НВ 269…302	Улучшение НВ 269…302	843,2	392

1.Предварительное значение межосевого расстояния

 а'=(U'+1) ,

где Т3- номинальный крутящий момент на валу колеса;

КНα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубых передачах, КНα=1,06 ([2], стр.30);

За допускаемое контактное напряжение принимаем  МПа

КН=КНβ·КНυ=1,21 ·1,01=1,22

а'=(3,55+1)·=130,12 мм

Из стандартного ряда Rа40 по ГОСТ 6636-69 ближайшее стандартное значение межосевого расстояния а=140мм ([1], стр.363).

  2.Рабочая ширина венца колеса

мм

3.Рабочая ширина шестерни

59 мм

1.  Модуль передачи

m'=,

где  мм

=9,02·103 Н

Из стандартного ряда значений  по ГОСТ 9563-60 выбираем значение  =2 ([2], стр.31).

1.  Минимальный угол наклона зубьев

1.  Суммарное число зубьев

Принимаем =126

1.  Действительное значение угла наклона зубьев

>

1.  Число зубьев шестерни

Принимаем >

1.  Число зубьев колеса

 

1.  Фактическое передаточное число

Ошибка передаточного числа

<4%

1.  Проверка зубьев на изгибную выносливость

,

где  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, =0,91  ([2], стр.33);

Эквивалентное число зубьев колеса:

- коэффициент, учитывающий форму зуба колеса, =3,60 ([2], стр.32);

- коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Мпа

< МПа

Эквивалентное число зубьев шестерни:

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:  ([2], стр.32)

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

Мпа

< МПа

1.  Диаметры делительных окружностей:

 

Проверка:

1.  Диаметры окружностей вершин зубьев  и впадин зубьев

1.  Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки (улучшение + закалка ТВЧ).

Наружный диаметр заготовки шестерни

< мм.

Толщина сечения обода колеса

< мм

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

1.  Силы, действующие на валы от зубчатых колес.

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

Н

Осевая сила:

Н

Результаты расчетов занесем в таблицу 2

	Быстроходная ступень	Тихоходная ступень
Модуль	1.5	2
Межосевое расстояние , мм	125	140
Ширина венца колеса , мм	50	56
Ширина шестерни , мм	53	59
Угол наклона зубьев
Число зубьев шестерни	30	28
Число зубьев колеса	135	98
Диаметр делительной окружности шестерни , мм	45,46	62,22
Диаметр делительной окружности колеса , мм	204,54	217,78
Диаметр окружности вершин зубьев шестерни  , мм	48,46	66,22
Диаметр окружности вершин зубьев колеса , мм	207,54	221,78
Диаметр окружности впадин зубьев шестерни , мм	41,71	57,22
Диаметр окружности впадин зубьев шестерни , мм	200,79	212,78

8. Определение диаметров валов

1.  Диаметр быстроходного вала:

 

,

где  – момент на быстроходном валу.

Принимаем .

Сравним этот диаметр с диаметром вала электродвигателя, при этом

должно выполняться условие :

;  – условие выполняется. Для найденного диаметра

вала выбираем значения:

– приблизительная высота буртика,

–координата фаски подшипника,

– размер фаски колеса.

Принимаем

где - диаметр посадочной поверхности для подшипника;

- диаметр буртика для упора подшипника

1.  Диаметр промежуточного вала

 

 

Принимаем

Принимаем

1.  Диаметр тихоходного вала:

 

Принимаем  

Принимаем

9.Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

Проведём расчёт выходного вала.

1.  

                                                                                       Действующие силы:

                                                                                          ;

                                                                                          ;

                                                                                        ;

                                                                                           

Найдем результирующий изгибающий момент, как

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что , где  – расчётный коэффициент запаса прочности,  и  – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 40ХН):  – временное сопротивление (предел прочности при растяжении);  и  – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении ([1], стр.208);  – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение величин:

, ([1], стр.215),

где  и  – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Коэффициент влияния шероховатости ([1],стр.213);  коэффициент влияния поверхностного упрочнения ([1], стр.214).

Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений  и  для данного сечения вала: , .

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: , .

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала с двумя призматическими шпонками:

,

где - расчетный диаметр вала, ;

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам: , .

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: .

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям  определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения . Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса .

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:  – условие выполняется.

10. Выбор и проверка подшипников по динамической грузоподъёмности

1.Подбор подшипников для быстроходного вала.

Частота вращения вала об/мин; мм; требуемая долговечность  ч. На опоры вала действуют силы по рисунку 1: ; для максимально нагруженной опоры.

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75) легкой серии208. Для него имеем:

– динамическая грузоподъёмность,

– статическая грузоподъёмность.

Найдём:  – коэффициент безопасности ([1], стр.104);  – температурный коэффициент ([1], стр.105);  – коэффициент вращения ([1], стр.105).

Определяем эквивалентную нагрузку:. Коэффициент осевого нагружения ([1], стр.101). Проверим условие, что :>. Следовательно,  значение коэффициента радиальной динамической нагрузки  и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .

Рассчитаем ресурс принятого подшипника: , или .

Расчетная долговечность больше требуемой . Поэтому для быстроходного вала принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75) легкой серии208. Основные размеры подшипника:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника.

2.Подбор подшипников для промежуточного вала.

Частота вращения вала об/мин;  мм; требуемая долговечность  ч. На опоры вала действуют силы по рисунку 2: ; для максимально нагруженной опоры..

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75) легкой серии209. Для него имеем:

– динамическая грузоподъёмность,

– статическая грузоподъёмность.

Найдём:  – коэффициент безопасности ([1], стр.104);  – температурный коэффициент ([1], стр.105);  – коэффициент вращения ([1], стр.105).

Определяем эквивалентную нагрузку:. Коэффициент осевого нагружения ([1], стр.101). Проверим условие, что :>. Следовательно,  значение коэффициента радиальной динамической нагрузки  и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .

Рассчитаем ресурс принятого подшипника: , или .

Расчетная долговечность больше требуемой . Поэтому для промежуточного вала принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75) легкой серии209. Основные размеры подшипника:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника

3.Подбор подшипников для тихоходного вала.

Частота вращения вала об/мин; мм; требуемая долговечность ч. На опоры вала действуют силы по рисунку 3: ;.

Предварительно принимаем подшипники  шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75) легкой серии 211.. Для него имеем:

– динамическая грузоподъёмность,

– статическая грузоподъёмность.

Найдём:  – коэффициент безопасности ([1], стр.104);  – температурный коэффициент ([1], стр.105);  – коэффициент вращения ([1], стр.105).

Определяем эквивалентную нагрузку:. Коэффициент осевого нагружения ([1], стр.101). Проверим условие, что :>. Следовательно,  значение коэффициента радиальной динамической нагрузки  и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .

Рассчитаем ресурс принятого подшипника: , или .

Расчетная долговечность больше требуемой . Поэтому для тихоходного вала принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75) легкой серии 211.  Основные размеры подшипника:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника.

4.Подбор подшипников для приводного вала. 

Частота вращения вала об/мин;  мм; требуемая долговечность ч. На наиболее нагруженную опору вала действуют силы: ;.

Предварительно принимаем подшипники  шариковые радиальные  сферические двухрядные (ГОСТ 5720-75) средней серии 1311. Для него имеем:

– динамическая грузоподъёмность,

– статическая грузоподъёмность.

Найдём:  – коэффициент безопасности ([1], стр.104);  – температурный коэффициент ([1], стр.105);  – коэффициент вращения ([1], стр.105).

Определяем эквивалентную нагрузку. Коэффициент осевого нагружения . Следовательно,  значение коэффициента радиальной динамической нагрузки  и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .

Рассчитаем ресурс принятого подшипника: , или .

Расчетная долговечность больше требуемой . Поэтому для приводного вала принимаем подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные (ГОСТ 5720-75) средней серии 1311.    Основные размеры подшипника:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника.

11.Выбор и расчёт шпоночных соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

1.  Шпоночное соединение  для передачи вращающего момента  с  муфты на быстроходный  вал.

Длина цилиндрического участка вала  , .

Шпонка призматическая ([1], стр.369): . Длина  шпонки , рабочая длина . Расчетные напряжения смятия:

,

что меньше  при стальной ступице.

1.  Шпоночное соединение для соединения промежуточного вала с зубчатым колесом.

- крутящий момент на валу.

Диаметр вала

Шпонка призматическая ([1], стр.369): . Определяем расчетную длину призматической шпонки:

при стальной ступице.

Выбираем шпонку .

1.  Шпоночное соединение для тихоходного вала.

- крутящий момент на валу.

Диаметр вала

Шпонка призматическая ([1], стр.369): . Определяем расчетную длину призматической шпонки:

Выбираем шпонку .

1.  Шпоночное соединение для приводного вала.

- крутящий момент на валу.

Диаметр вала

Шпонка призматическая ([1], стр.369): . Определяем расчетную длину призматической шпонки:

при стальной ступице.

Принимаем шпонку с плоскими торцами  

12.Выбор смазочного материала и способа смазывания зацеплений и подшипников

Окружная скорость зубчатого колеса быстроходной ступени:

Окружная скорость зубчатого колеса тихоходной ступени:

Система смазывания – картерная. Глубина погружения колеса в масляную ванну

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса быстроходной ступени редуктора в масляную ванну:

,

здесь  – диаметр окружностей вершин зубьев колеса тихоходной ступени.

Определим необходимый объём масла по формуле:

,

где  – высота области заполнения маслом,

 и  – соответственно длина и ширина масляной ванны,

Выбираем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-88 ([1], стр.135). Примем для выходных концов валов редуктора манжетные уплотнения.

Литература

1.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – Высш. Шк., 1990. – 399 с., ил.
2.  Буланже А.В. и др. Методические указания по расчету зубчатых передач и коробок скоростей по курсу «Детали машин» М.: МГТУ, 2005
3.  Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991. – 383 с.: ил.
4.  Атлас конструкций узлов и деталей машин: учеб. пособие / Б.А.Байков и др.; Под ред. О.А.Ряховского. – М.:Изд-во МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2005. – 384 с.: ил.
5.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. М.: Машиностроение, 1980