Реферат: Расчет дыухступенчатого редуктора

1.

2. Срок службы привода редуктора.

Срок службы (ресурс) L_h , ч, определяем по формуле:

L_h =365L_r K_r t_c K_c K_П

К_r =20*12/365=0,657

K_c =6/8=0,75

L_h =365*5*0,657*8*0,75*0,85=6115 г.

L_h – срок службы привода, лет;

К_r – коэффициент годового использования;

t_c – продолжительность смены, ч. t_c =8ч;

K_c – коэффициент сменного использования;

K_П – коэффициент простоя (15%) – 0,85

2. Выбор двигателя.

2.1. Определение номинальной мощности двигателя .

2.1.1. Определяем требуемую мощность рабочей машины P_рм , кВт :

P_рм =Fv

P_рм =3,0*0,55=1,65 кВт.

F – тяговая сила цепи, кН;

v – скорость грузовой цепи, м\с.

2.1.2. Определяем общее КПД привода:

h=h_зп h_оп h³ _подш h_м

где h_з.п – КПД закрытой передачи [ 1, табл. 2.2]

h_оп -КПД открытой передачи [ 1, табл. 2.2]

h³ _подш - КПД подшипников (качения, скольжения) [ 1, табл. 2.2]

h_м -КПД муфты [ 1, табл. 2.2]

h=0,95*0,92*0,99³ *0,98=0,83

2.1.3. Определяем требуемую мощность двигателя P_дв , кВт :

P_дв = P_рм /h

P_дв =1,65/0,83=1,99 кВт

2.1.4. Определяем номинальную мощность двигателя P_ном , кВт:

P_ном P_дв [ 1, табл. 2.1]

2,2 кВт > 1,99 кВт

2.1.5. Выбор типа двигателя:

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pnom=4 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Табл. 2.1.

[ 1, К9]

2.2. Определение передаточных чисел.

2.2.1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины n_рм , об/мин:

N_рм =v60*1000/ZP

N_рм =0,55*60*1000\9*100=36,6 об\мин

Z – число зубьев звездочки;

P – шаг грузовой цепи, мм.

2.2.2. Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности P_nom :

U₁ =n_ном1 \n_рм ; U₁ =700/36,6=19,13

U₂ =n_ном2 \n_рм ;U₂ =950/36,6=25,96

U₃ =n_ном3 \n_рм ; U₃ =1425/36,6=38,93

U₄ =n_ном4 \n_рм ;U₄ =2850/36,6=77,87

Т.к. открытые зубчатые передачи лежат в интервале 3…7 пусть Uзп = const = 4,5

Табл. 2.2.

2.2.3.Определяем максимально допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Dn_pm , об/мин:

Dn_pm =n_pm d/100

Dn_pm =36,6*5/100=1,83 об/мин

d - допускаемое отклонение скорости грузовой цепи, %.

2.2.4.Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала

рабочей машины с учетом отклонения [n_рм ], об/мин:

[n_рм ]=n_рм ±Dn_pm

приняв Dn_pm =+1,83 об/мин:

[n_рм ]=36,6+1,83=38,43 об/мин;

2.2.5 Определение фактического передаточного числа привода u_ф :

u_ф =n_ном /[n_рм ]

u_ф =700/38,43=18,21

Уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

u_оп =u_ф /u_зп ; u_оп =18,21/4,5=4,05

u_зп =u_ф /u_оп ; u_зп =18,21/4,05=4,5

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода

P_дв =P_дв ω_ном =∏n_ном /30n_дв =n_ном T_дв =P_дв /ω_ном

P_Б =P_дв n_м n_пк ω_Б =ω_ном n_Б =n_ном T_Б =T_дв n_м n_пк

P_Т =P_Б n_зп n_пк ω_Т =ω_Б /u_зп n_Т =n_Б /u_зп T_Т =T_Б n_зп n_пк u_зп

P_рм =P_Т n_оп n_ск ω_рм =ω_Т /u_оп n_рм =n_Т /u_оп T_рм =T_Т n_оп n_пс u_оп

2.4. Табличный ответ

Таблица 2.2. Силовые и кинематические параметры привода

3. Выбор материала зубчатых передач.

3.1. Выбор материала

3.1.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

По табл. 3.1.[1] определяем марку стали:

• для шестерни – сталь 45 : твердость 269…302 НВ
• для колеса – сталь 45 : твердость 235…262 НВ

Термообработка для обеих сталей – улучшение

НВ_ср = НВ_min + НВ_max /2

НВ_ср1 =(269+302)/2=285,5

НВ_ср2 =(235+262)/2=248,5

НВ_ср1 -НВ_ср2 =285,5-248,5=37 20<37<50

3.1.2. Механические характеристики стали. [ 1, табл. 3.2]

Для шестерни б_в =890 Н/мм²

б_-1 =380 Н/мм²

Для колеса б_в =780 Н/мм²

б_-1 =335 Н/мм²

3.1.3. Предельные размеры [ 1, табл. 3.2]

Заготовка шестерни D_пред =80мм

Заготовка колеса S_пред =80мм

3.2. Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.1. Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса.

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка); N_HO – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. N=573ωL_h . Здесь ω – угловая скорость соответствующего вала, 1/с; L_h – срок службы привода, ч.

Так как N₁ >N_{ho 1} и N₂ >N_{ho 2} , то коэффициенты долговечности K_{hL 1} =1 и K_{hL 2} =1.

N_H01 =16*10⁶ число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни

N_H02 =10*10⁶ число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колеса

N₁ =573*73,26*6115=256695347,7

т.к N₁ >N_HO1 , то K_HL1 =1

N₂ =573*16,28*6115=57043410,6

т.к N₂ >N_{HO 2} , то K_{HL 2} =1

3.2.2. Определяем допускаемые контактные напряжения [б]_H

[б]_H1 =K_HL1 [б]_HO1

[б]_HO1 =1,8HB_ср +67[ 1, табл. 3.1]

[б]_HO1 =1,8*285,5+67=580,9 Н/мм²

[б]_H2 =K_HL2 [б]_HO2

[б]_HO2 =1,8HB_ср +67

[б]_HO2 =1,8*248,5+67=514,3 Н/мм²

min[б]_H =514,3 Н/мм²

3.3. Определяем допускаемые напряжения изгиба ,[б]F, Н/мм2

[б]_F1 =K_{FL 1} [б]_FO1

[б]_FO1 =1,03 HB_ср [ 1, табл. 3.1]

[б]_FO1 =1,03*285,5=294,07 Н/мм²

=1 (N₁ >N_FO )

[б]_F1 =294,07 Н/мм²

[б]_F2 =K_{FL 2} [б]_FO2

[б]_FO2 =1,03 HB_ср

[б]_FO2 =1,03*248,5=255,96 Н/мм²

=1(N₂ >N_FO )

[б]_F2 = 255,96 Н/мм²

min[б]_F = 255,96 Н/мм²

3.4. Табличный ответ

Таблица 3.2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

4. Расчет зубчатых передач редуктора.

4.1. Критерий технического уровня редуктора γ, кг.

γ =m\T₂ ≈10…20%

m=(0,1…0,2)T₂

m=(0,1…0,2)*111,52=11,152…22,304 кг

4.2. Проектный расчет закрытой зубчатой передачи.

4.2.1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние a_w , мм.

K_a - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи – 49,5;

ψ_a =b₂ /a_w – коэффициент ширины венца колеса 0,28…0,36; ψ_a =0,28;

u – передаточное число редуктора =4,5;

T₂ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

[б]_H – допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом;

K_Hß - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1.

4.2.2. Определяем модуль зацепления m, мм.

m≥2K_m T₂ 10³ /d₂ b₂ [б]_f

K_m – вспомогательный коэффициент - 6,8

d₂ =2a_w u/(u+1) – делительный диаметр колеса

d₂ =2*115*4,5/(4,5+1)=188,88 мм

b₂ = ψ_a a_w - ширина венца колеса;

b₂ =0,28*115=32,2 мм

[б]_F – допускаемое напряжение изгиба материала с менее прочным зубом.

m≥2*6,8*111,52/188,18*32,2*255,96=1

4.2.3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Z_∑ =Z₁ +Z₂ =2a_w /m

Z_∑ =2*115/1=230

4.2.4. Определяем число зубьев шестерни:

Z₁ = Z_∑ /1+u

Z₁ =230/1+4,5=41,82

Округляю до ближайшего целого числа: Z₁ =42

4.2.5. Определяем число зубьев колеса:

Z₂ = Z_∑ -Z₁

Z₂ =230-42=188

4.2.6. Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:

u_ф = z₂ / z₁ ; ∆u=| u_ф -u|/u*100

u_ф =188/42=4,5

∆u=|4,5-4,5|/4,5*100=0%

4.2.7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_w =( Z₁ + Z₂ )/2

a_w =(42+188)/2=115 мм

4.2.8. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.

d₁ =mZ₁ d₂ =mZ₂ делительный диаметр

d_{a 1} =d₁ +2md_{a 2} =d₂ +2m диаметр вершин зубьев

d_{f 1} =d₁ -2,4md_{f 2} =d₂ -2,4m диаметр впадин зубьев

b₁ ==b₂ +(2...4) b₂ = ψ_a a_w ширина венца

4.3. Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи.

4.3.1. Проверяем межосевое расстояние:

a_w =(d₁ +d₂ )/2

a_w =(42+188)/2=115 мм

4.3.2. Проверяем пригодность заготовок колес:

D_заг ≤D_пред S_заг ≤ S_пред

D_заг =d_{a 1} +6 мм S_заг = b₂ +4 мм

50<80 37<80

4.3.3. Проверяем контактные напряжения б_H , Н/мм²

K – вспомогательный коэффициент =436

F_t =2T₂ *10³ /d₂ - окружная сила зацепления

F_t =2*111,52*10³ /188=1185,24 Н

K_H =1 для прямозубых передач

K_H =1 для прямозубых передач

K_H =1.1 коэффициент динамической нагрузки [ 1, табл. 4.2]

v= ω₂ d₂ /(2*10³ )=16,28*188/2*10³ =1,53 м/с (9 – степень точности)

4.3.4. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни б_F1 и колеса б_F2 , Н/мм²

б_F2 =Y_{F 2} Y_ß (F₁ /b₂ m)K_Fα K_Fβ K_Fv ≤ [б]_F2

б_F1 = б_F2 Y_{F 1} / Y_{F 2} ≤[б]_F1

m - модуль зацепления =1мм;

b₂ – ширина зубчатого венца колеса=36 мм;

F₁ – окружная сила зацепления;

K_F -коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями=1

K_F - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба=1

K_F - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи=1,28 [ 1, табл. 4.3]

Y_F1 =3,7 коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в

зависимости от числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂ [ 1, табл. 4.4]

Y_F2 =3,63

Y - коэффициент учитывающий наклон зубьев=1

б_{F 2} =3,63*1(1185,24/33*1)*1,28=166,88 Н/мм²

б_{F 2} =166,88<255,96 Н/мм²

б_F1 =166,88*3,7/3,63=170,1 Н/мм²

б_F1 =170,1<294,07 Н/мм²

4.4. Табличный ответ.

5. Расчет открытой конической зубчатой передачи

5.1. Проектный расчет открытой передачи.

5.1.1. Определяем главный параметр – внешний делительный параметр колеса d_e2 , мм.

K_Hβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца = 1;

Θ_H - коэффициент вида конических колес = 1;

d_{e 2} =197,21≈195 (табл.13,15 [1] )

5.1.2. Определяем углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂

d₂ =arctgu; d₁ =90⁰ -d₂

d₂ =arctg 4,05=76,13031

d₁ =90-76,13031=13,86969

5.1.3. Определяем внешнее конусное расстояние R_e , мм.

R_e =d_e2 \2sind₂

R_e =195/2sin76,13031=100,428 мм.

5.1.4. Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм.

b= ψ_R R_e , где ψ_R =0,285 – коэффициент ширины венца

b=0,285*100,428=28,422≈28 [ 1, табл. 13.15]

5.1.5. Определяем внешний окружной модуль m_e , мм.

m_e =14T₂ *10³ \ Θ_F d_e2 b[б]_F K_Fβ

K_Fβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца = 1;

Θ_F - коэффициент вида конических колес = 0,85;

m_e =14*111,52*10³ /0,85*195*28*255,96*1=1,314

в открытых передачах значение модуля m_e увеличиваем на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев:

m_e =1,314*1,3=1,71>1,5

5.1.6. Определяем число зубьев колеса Z₂ и шестерни Z₁

Z₂ = d_e2 /m_e ; Z₁ =Z₂ /u

Z₂ =195/1,71=114,04≈114

Z₁ =114/4,05=28,2≈28

5.1.7. Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:

u_ф = z₂ / z₁ ; ∆u=| u_ф -u|/u*100 ≤4%

u_ф =114/28=4,07

∆u=|4,07-4,05|/4,05*100=0,49<4%

5.1.8. Определяем действительные углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂

d₂ =arctgu_ф ; d₁ =90⁰ -d₂

d₂ =arctg 4,07=76,19585

d₁ =90-76,13031=13,80415

5.1.9. Коэффициент смещения колес

x_{e 1} =0,34; x_{e 2} =-x_{e 1}

5.1.10. Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм.

d_{e 1} =m_e Z₁ d_{e 2} =m_e Z₂ делительный диаметр

d_{ae 1} =d_{e 1} +2(1+x_{e 1} )m_e cosб₁ d_{ae 2} =d_{e 2} +2(1-x_{e 1} )m_e cosб₂ диаметр вершин зубьев

d_{fe 1} =d_{e 1} -2(1,2-x_{e 1} )m_e cosб₁ d_{fe 2} =d_{e 2} -2(1,2+x_{e 1} )m_e cosб₂ диаметр впадин зубьев

Таблица 5.1.

Определяем средний делительный диаметр шестерни d₁ и колеса d_2, мм.

d₁ ≈0,857d_e1 ; d₂ ≈0,857 d_e2

d₁ ≈0,857*47,88=41,033 мм; d₂ ≈0,857*246,24=211,028 мм.

5.2. Проверочный расчет открытой передачи.

5.2.1. Проверяем пригодность заготовок колес:

D_заг ≤D_пред S_заг ≤ S_пред

D_заг =d_ae +6 мм S_заг = 8m_e мм

52,32+6=58,32<80 8*1,71=13,68<80

C_заг =0,5b=0,5*28=14<80

5.2.2.

F₁ =2T₂ *10³ /d₂ - окружная сила зацепления

F_t =2*111,52*10³ /211,028=1056,92 Н

K_H =1

K_H =1

K_H =1.1 коэффициент динамической нагрузки [ 1, табл. 4.2]

v= ω₂ d₂ /(2*10³ )=16,28*188,18/2*10³ =1,53 м/с (9 – степень точности)

0,9*514<396,03<514*1,1

5.2.3. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни б_F1 и колеса б_F2 , Н/мм²

б_F2 =Y_{F 2} Y_ß (F₁ /Θ_F bm_е )K_Fα K_Fβ K_Fv ≤ [б]_F2

б_F1 = б_F2 Y_{F 1} / Y_{F 2} ≤[б]_F1

K_F -коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями=1

K_F - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба=1

K_F - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи=1,28 [ 1, табл. 4.3]

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в

зависимости от числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂ [ 1, табл. 4.4]

Y_β =1

Z_v1 =Z₁ /cosd₁ ; Z_v1 =28/cos13,80415=28,833; Y_F1 =4,15

Z_v2 =Z₂ /cosd₂ ; Z_v2 =114/cos76,19585=477,787; Y_F2 =3,63

б_{F 2} =3,63*1(1056,92/0,85*28*1,71)*1,28=120,66 Н/мм²

б_{F 2} =120,66<255,96 Н/мм²

б_F1 =120,66*4,15/3,63=137,94 Н/мм²

б_F1 =137,94<294,07 Н/мм²

5.3. Табличный ответ.

Таблица 5.2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Продолжение табл. 5.2.

6. Нагрузка валов редуктора

6.1. Определяем силы в зацеплении закрытых передач

α=20^o β=0^o

Окружная F_{t 1} = F_{t 2} F_{t 2} =2T₂ *10³ /d₂ F_{t 1} = F_{t 2} =1185,25 Н

Радиальная F_{r 1} = F_{r 2} F_{r 2} = F_{t 2} tgα/cosβF_{r 1} = F_{r 2} =431,4 Н

Осевая F_{a 1} = F_{a 2} F_{a 2} = F_{t 2} tgβF_{a 1} = F_{a 2} =0

6.2. Определение консольных сил

Окружная F_{t 1} = F_{t 2} F_{t 2} =2T₂ *10³ /0,857d_е2 =1056,9 Н

Радиальная F_{r 1} =0,36F_t1 cosd₁ =369,5 Н F_{r 2} =F_{a 1}

Осевая F_{a 1} =0,36 F_t1 sind₁ =90,8 Н F_{a 2} = F_{r 1}

Муфта на

быстроходном валу

6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора ( см. приложение )

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

7.1. Выбор материала валов [1, табл. 3.2]

Марка стали : 45

Термообработка : Улучшение

б_В =890 Н/мм²

б_Т =650 Н/мм²

б_-1 =380 Н/мм²

7.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение

Принимаем [t]_к =10…20 Н/мм² ; причем меньшие значения [t]_к – для быстроходных валов, большие [t]_к – для тихоходных.

[t]_к1 = 10 н/мм² -- для быстроходного вала

[t]_к2 = 15 н/мм² – для тихоходного вала

7.3. Определение геометрических параметров ступеней валов

7.3.1. Для быстроходного вала

а) 1-я ступень под муфту

d₁ =(0,8…1,2)d_{1 (дв)}

где: d_1(дв) – диаметр выходного конца вала ротора двигателя d_1(дв) =32 [1, К10]

d₁ =(0,8…1,2)32=26…48 мм

d₁ =26 мм

ι₁ =(1,0…1,5)d₁ =30 мм

б) 2-я ступень под подшипник

d₂ =d₁ +2t

где: t – высота буртика t=2,2 мм

d₂ =26+2*2.2=30,2 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d₂ =30 мм

l₂ =1,5d₂ =1,5*30=45 мм

в) 3-я ступень под шестерню

d₃ =d₂ +3,2r

где: r – координаты фаски подшипника r =2 мм

d₃ =30+3,2*2=36,4 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d₃ =36 мм

ι₃ – графически

г) 4-я ступень под подшипник

d₄ =d₂ =30 мм

l₄ =B=16 мм [1, К27]

7.3.2. Для тихоходного вала

а) 1-я ступень под элемент открытой передачи

где: МК – Крутящий момент на валу МК =Т2 =111,52 Н·м; [τ]К=15 Н/мм2

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d1 =33 (мм)

l1=(1,0…1,5)d1=40 мм

б) 2-я ступень под подшипник

d2=d1+2t t=2.5 мм

d2=33+2*2.5=40 мм

l2=1.25d2=1.25*40=50 мм

в) 3-я ступень под шестерню

d3=d2+3.2r

где: r – координаты фаски подшипника r =2,5 мм

d3=40+3.2*2,5=48 мм

l3 – графически

г) 4-я ступень под подшипник

d4=d2=40 мм

l₄ =B=18мм [1, К27]

д) 5-я ступень упорная

d₅ =d₃ +3f

d₅ =48+3*1.2=51,6 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d₅ =52 мм

l₅ – графически

7.4. Предварительный выбор подшипников качения

Для быстроходного вала выбираем подшипник легкой серии 206

Для тихоходного вала выбираем подшипник легкой серии 208

Подшипники радиальные шариковые однорядные. Устанавливаются враспор.

Табл. 7.1. [1. К27]

7.5. Эскизная компоновка редуктора (см. приложение).

7.6. Табличный ответ.

Табл. 7.2

8. Расчетная схема валов редуктора (см. приложение).

8.1. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу.

Дано: F _t1 =1185 H; F_r1 =431,4 H; F_м =256,66 H; d ₁ =41,82 мм; l_b =87 мм; l_м =67 мм;

8.1.1. Расчет в вертикальной плоскости.

а) Определяю опорные реакции подшипников.

Проверка:

б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.

8.1.2. Расчет в горизонтальной плоскости.

а) Определяю опорные реакции подшипников.

Проверка:

б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.

8.1.3. Определяю крутящий момент на валу.

8.1.4. Определяю суммарные реакции опор подшипников.

8.1.5. Определяю суммарные изгибающие моменты.

8.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу.

Дано: F _t2 =1185 H; F_r2 =431,4 H; F _t1оп =1056,9 H; F_{r 1оп} =369,5 H, F_{a 1оп} =90,8 H, d ₂ =188,18 мм; d_1оп =47,03 мм, l _t =89 мм, l_оп =61 мм;

8.2.1. Расчет в вертикальной плоскости.

а) Определяю опорные реакции подшипников.

Проверка:

б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.

8.2.2. Расчет в горизонтальной плоскости.

а) Определяю опорные реакции подшипников.

Проверка:

б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.

8.2.3. Определяю крутящий момент на валу.

8.2.4. Определяю суммарные реакции опор подшипников.

8.2.5. Определяю суммарные изгибающие моменты.

9. Проверочный расчет подшипников.

9.1. Определение эквивалентной динамической нагрузки.

9.1.1. Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипников быстроходного вала.

[ 1, табл. 9.1]

где: V – коэффициент вращения V =1 [ 1, табл. 9.1]

R_r – радиальная нагрузка подшипника R_r =819,069

К_б – коэффициент безопасности К_б =1 [ 1, табл. 9.4]

К_Т – температурный коэффициент К_Т =1 [ 1, табл. 9.5]

где: m – показатель степени m =3

ω – угловая скорость вала ω =73,26

L_h – требуемая долговечность L_h =8000

Условие выполняется.

Условие выполняется.

9.1.2.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипника (1) тихоходного вала.

e =0,19 [ 1, К9]

где: X – коэффициент радиальной нагрузки X =0,56 [ 1, табл. 9.1]

Y – коэффициент осевой нагрузки Y =2,3 [ 1, К29]

Условие выполняется.

Условие выполняется.

9.1.2.2 Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипника (2) тихоходного вала.

e =0,36 [ 1, К29]

Н

Н

Условие выполняется.

ч

Условие выполняется.

9.2. Табличный ответ.

Табл. 9.1

Вал	Подшипник		Размеры	Динамическая грузоподъемность, Н		Долговечность, ч
	Принят предварительно	Принят окончательно		Crp	Cr	L10 h	Lh
Б	206	206	30/62/16		19500		8000
Т	208	208	40/80/18	16685	29800	56971	10000

10. Проверочный расчет шпонок.

10.1. Расчет шпонки колеса.

где: F_t – окружная сила F_t =1056,9 Н

А_СМ – площадь смятия

[ ]_СМ – Допускаемое напряжение на смятие [ ]_СМ = 110…190 Н/мм²

Условие выполняется.

10.2. Расчет шпонки быстроходного вала.

Условие выполняется.

6×6×16 ГОСТ 23360-78

10.3. Расчет шпонки тихоходного вала.

Условие выполняется.

14×9×36 ГОСТ 23360-78

Условие выполняется.

10×8×23 ГОСТ 23360-78

Список литературы

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие. Калининград: Янтар. сказ, 2003.