49860

Расчет привода электродвигателя АИР132М8

Курсовая

Производство и промышленные технологии

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.

Русский

2015-01-15

1.01 MB

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)

0]H2==

=581,5 МПа

0]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

0]F2==293 МПа

0]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

0]H=

0]H2==

=581,5 МПа

0]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

0]F2==293 МПа

0]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 К)

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), К0=1,8 ([2], стр.27)

Для прирабатывающих цилиндрических колес:

Кββ0(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), К0=1,32 ([2], стр.27)

КНβ=1,42·(1-0,5)+0,5=1,21

6.3.2 Коэффициент динамичности нагрузки КυНυ и К соответственно)

а) Быстроходная ступень

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

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

б) Тихоходная ступень

КНυ=1,01 ([2], стр.28), К=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.

КННβ·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

КННβ·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


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

33634. RSA (буквенная аббревиатура от фамилий Rivest, Shamir и Adleman) 92.5 KB
  Алгоритм RS состоит из следующих пунктов: Выбрать простые числа p и q заданного размера например 512 битов каждое. Вычислить n = p q Вычисляется значение функции Эйлера от числа n: m = p 1 q 1 Выбрать число d взаимно простое с m Два целых числа называются взаимно простыми если они не имеют никаких общих делителей кроме 1. Выбрать число e так чтобы e d = 1 mod m Числа e и d являются ключами. Шифруемые данные необходимо разбить на блоки числа от 0 до n 1.
33635. IDEA (англ. International Data Encryption Algorithm, международный алгоритм шифрования данных) 121 KB
  Interntionl Dt Encryption lgorithm международный алгоритм шифрования данных симметричный блочный алгоритм шифрования данных запатентованный швейцарской фирмой scom. Известен тем что применялся в пакете программ шифрования PGP. Если такое разбиение невозможно используются различные режимы шифрования. Каждый исходный незашифрованный 64битный блок делится на четыре подблока по 16 бит каждый так как все алгебраические операции использующиеся в процессе шифрования совершаются над 16битными числами.
33636. Advanced Encryption Standard (AES) - Алгоритм Rijndael 317.5 KB
  dvnced Encryption Stndrd ES Алгоритм Rijndel Инициатива в разработке ES принадлежит национальному институту стандартов США NIST. Основная цель состояла в создании федерального стандарта США который бы описывал алгоритм шифрования используемый для защиты информации как в государственном так и в частном секторе. В результате длительного процесса оценки был выбрал алгоритм Rijndel в качестве алгоритма в стандарте ES. Алгоритм Rijndel представляет собой симметричный алгоритм блочного шифрования с переменной длиной блока и переменной...
33637. Актуальность проблемы обеспечения безопасности сетевых информационных технологий 13.99 KB
  Отставание в области создания непротиворечивой системы законодательноправового регулирования отношений в сфере накопления использования и защиты информации создает условия для возникновения и широкого распространения компьютерного хулиганства и компьютерной преступности. Особую опасность представляют злоумышленники специалисты профессионалы в области вычислительной техники и программирования досконально знающие все достоинства и слабые места вычислительных систем и располагающие подробнейшей документацией и самыми совершенными...
33638. Основные понятия информационной безопасности 31 KB
  В связи с бурным процессом информатизации общества все большие объемы информации накапливаются хранятся и обрабатываются в автоматизированных системах построенных на основе современных средств вычислительной техники и связи. Автоматизированная система АС обработки информации организационнотехническая система представляющая собой совокупность взаимосвязанных компонентов: технических средств обработки и передачи данных методов и алгоритмов обработки в виде соответствующего программного обеспечения информация массивов наборов баз...
33639. Классификация уязвимостей 37.5 KB
  Некоторые уязвимости подобного рода трудно назвать недостатками скорее это особенности проектирования. В Уязвимости могут быть следствием ошибок допущенных в процессе эксплуатации информационной системы: неверное конфигурирование операционных систем протоколов и служб использование нестойких паролей пользователей паролей учетных записей по умолчанию и др. по уровню в инфраструктуре АС К уровню сети относятся уязвимости сетевых протоколов стека TCP IP протоколов NetBEUI IPX SPX. Уровень операционной системы охватывает уязвимости...
33640. Основные механизмы защиты компьютерных систем 39 KB
  Основные механизмы защиты компьютерных систем Для защиты компьютерных систем от неправомерного вмешательства в процессы их функционирования и несанкционированного доступа НСД к информации используются следующие основные методы защиты защитные механизмы: идентификация именование и опознавание аутентификация подтверждение подлинности субъектов пользователей и объектов ресурсов компонентов служб системы; разграничение доступа пользователей к ресурсам системы и авторизация присвоение полномочий пользователям; регистрация и...
33641. Криптографические методы защиты информации, Контроль целостности программных и информационных ресурсов 37 KB
  Криптографические методы защиты информации Криптографические методы защиты основаны на возможности осуществления специальной операции преобразования информации которая может выполняться одним или несколькими пользователями АС обладающими некоторым секретом без знания которого с вероятностью близкой к единице за разумное время невозможно осуществить эту операцию. В классической криптографии используется только одна единица секретной информации ключ знание которого позволяет отправителю зашифровать информацию а получателю расшифровать...
33642. Защита периметра компьютерных сетей 48 KB
  В межсетевых экранах применяются специальные характерные только для данного вида средств методы защиты. Основные из них: трансляция адресов для сокрытия структуры и адресации внутренней сети; фильтрация проходящего трафика; управление списками доступа на маршрутизаторах; дополнительная идентификация и аутентификация пользователей стандартных служб на проходе; ревизия содержимого вложений информационных пакетов выявление и нейтрализация компьютерных вирусов; виртуальные частные сети для защиты потоков данных передаваемых по...