- •Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего профессионального образования
- •Задание на проект
- •Введение
- •1. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода
- •1.1 Выбор электродвигателя Требуемая мощность электродвигателя
- •2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
- •2.1. Выбор материалов зубчатых колес
- •2.2 Определение допускаемых напряжений
- •2.3 Проектный расчет передачи
- •2.4 Проверочный расчет передачи
- •2.5 Силы в зацеплении
- •3.Расчет валов
- •3.1. Предварительный расчет валов:
- •4.Выбор подшипников качения
- •4.1. Расчет подшипников быстроходного вала.
- •4.2. Расчет подшипников тихоходного вала.
- •5. Определение опорных реакций изгибающих и крутящих моментов.
- •6. Уточненный расчет валов
- •6.1.2. Сечение: г-г
- •6.2. Тихоходный вал
- •6.2.1 Сечение д-д
- •7. Подбор и проверка шпонок на прочность
- •8. Определение размеров корпуса редуктора
- •9. Смазка редуктора
- •9.1.Смазка зубчатых колес, выбор сорта масла, контроль уровня масла
- •9.2. Смазка подшипников
- •10. Сборка редуктора
- •Заключение
- •Библиографический список
- •Приложения Приложение №1 Спецификация
2.5 Силы в зацеплении
Окружная сила Ft = = 6,985 кН
Распорная сила Fr = Ft = 2,550 кН
Осевая сила Fа = Ft tg = 1,181 кН
3.Расчет валов
3.1. Предварительный расчет валов:
Быстроходный вал
Быстроходный вал имеет ступенчатую форму и состоит из семи участков.
Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τk] = 10 МПа.
Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении, мм
dхв = (0.8…0.9)dd = 49.5 мм;
Т – крутящий момент в опасном сечении вала.
Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.8 [2]:
dхв =50 мм
где, dd – диаметр вала;
dп=dхв +(2…5)= 55 мм;
Тихоходный вал
Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τk]=10 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении, мм
dхв=== 71,9 мм;
Т – крутящий момент в опасном сечении вала.
Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.8[2]:
d=71 мм;
dп=dхв +(2…5)= 75 мм;
dк=dп+(3…10)= 80 мм;
dк и dп выбираем в соответствии с ГОСТ 6636 – 69
4.Выбор подшипников качения
Предварительный выбор подшипника осуществляют по диаметру участка вала, предназначенного для установки подшипника. Используем радиально-шариковые подшипники ГОСТ 8378 – 75 легкой серии.
4.1. Расчет подшипников быстроходного вала.
Исходные данные
Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.
Подшипник № 211
Размеры подшипника: d = 50 мм, D = 100 мм, B = 21 мм
Динамическая грузоподъёмность C = 43,6 кН
Статическая грузоподъёмность C0 = 29 кН
Радиальная нагрузка на подшипник Fr = 2,55 кН
Осевая нагрузка на подшипник Fa = 1,181 кН
Частота вращения кольца подшипника n = 731,25 об/мин
Проверка работоспособности
Эквивалентная динамическая нагрузка:
P = Kб KТ (XVFr + YFa),
где X - коэффициент радиальной нагрузки;
Y - коэффициент осевой нагрузки;
Kб=1.3 – коэффициент безопасности (табл.9 [2]);
KТ - температурный коэффициент,
KТ=1 при температуре подшипникового узла T <100;
V – коэффициент вращения,
V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.
Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл.10 [2]
е =0.518= 0.518(1,181/29)0.24= 0,24
Если e следует принять X=1, Y=0.
При >e для этих подшипников принимают X = 0.56, Y = .
Окончательно получим = = 0,56 > e
X =0,56 Y = 1,8
P = 1,3.1(1.0,56.2,110 + 1,181.1,8) = 4,299кН
Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:
Lh== = 23759,8 ч Lтр
где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.
Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника
Lтр = 10000 ч.
Долговечность обеспечена