Файл: курсовой проект Расчет привода к стенду для ремонта двигателей.doc

5.2.5.8 Уточненное значение угла наклона зубьев β, град

5.2.5.9 Фактическое передаточное число u_Ф

5.2.5.10 Диаметр делительной окружности шестерни d₁ и колеса d₂, мм

мм

мм

мм

5.2.5.11 Диаметры вершин зубьев шестерни d_a1 и колеса d_a2, мм

при х₁ = х₂ = 0

мм

мм

5.2.5.12 Диаметры впадин зубьев шестерни d_f1 и колеса d_f2, мм

при х₁ = х₂ = 0

мм

мм

5.2.5.13 Окружная скорость в зацеплении v при частоте вращения валов п₁ и п₂, мин^-1

мин^-1, мин^-1

м/с

м/с

5.2.6 Силовой расчет цилиндрических зубчатых передач

5.2.6.1 Окружная сила F_t, кН

кН

5.2.6.2 Радиальная сила F_r, кН

кН

5.2.6.3 Осевая сила F_a, кН

кН

5.2.7 Проверочный расчет на контактную прочность

Проверочный расчет на контактную прочность проводят по условию

Уточняют расчетный момент, T_PH, Нмм по коэффициенту нагрузки К_Н

Н·мм

при м/с, С_v = 15 и 9-ой степени точности;

при м/с, и 9-ой степени точности.

МПа

Степень загрузки

Недогрузка составляет 12,9 %, допускается до 15%. Контактная прочность передачи обеспечена.

5.2.8 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Проверочный расчет зубьев на изгиб проводят по условию

Для шестерни при методом линейного интерполирования и х₁ = 0.

Для колеса при методом линейного интерполирования и х₂ = 0.

Коэффициент ;

при 9-ой степени точности

при окружной скорости м/с, и 9-ой степени точности изготовления.

5.3 Проектный расчет валов и эскизная компоновка редуктора

5.3.1 Ведущий вал

5.3.1.1 Определяем диаметр выходного конца

мм,

где [τ] – допускаемое напряжение на кручение, МПа, для валов из

конструкционных углеродистых сталей [1].

[τ] ≤ 15...20 МПа, принимаем [τ] = 15 МПа.

Принимаем d_B1 = 28 мм.

5.3.1.2 Принимаем подшипники шариковые радиальные легкой серии [6]

№ 207 d = 35 мм; D = 72 мм; B = 17 мм; r = 2,0 мм;

С_r = 25,5 кН; С_or = 13,7 кН.

5.3.1.3 Выбираем крышку врезную торцовую с отверстием для манжетного уплотнения[3]

D = 72 мм; D₀ = 77 мм; h₁ = 5 мм; h = 16 мм; D₃ = 62 мм; l = 10 мм.

5.3.1.4 Выбираем манжету резиновую под уплотнение[3]

d = 35 мм; тип 1; D = 58 мм; h₁ = 10 мм; h₂ = не более 14 мм.

5.3.2 Ведомый вал

5.3.2.1 Определяем диаметр выходного конца

мм.

Принимаем d_B2 = 38 мм.

5.3.2.2 Принимаем подшипники шариковые радиальные легкой серии [4]

№ 209 d = 45 мм; D = 85 мм; B = 19 мм, r = 2 мм;

С_r = 33,2 кН; С_or = 18,6 кН.

5.2.2.3 Выбираем крышку врезную торцовую [4]

D = 85 мм; D₀ = 90 мм; h₁ = 5 мм; h = 16 мм; D₃ = 77 мм; l = 10 мм.

5.3.2.4 Выбираем манжету резиновую под уплотнение[3]

d = 45 мм; тип 1; D₁ = 65 мм; h₁ = 10 мм; h₂ = не более 14 мм.

6. Подбор подшипников качения

6.1 Подбор подшипников качения для ведущего вала [6]

6.1.1 Определяем расстояние от торца подшипника до точки приложения опорной реакции смежного подшипника для ведущего вала

где В – монтажная ширина радиального шарикоподшипника, мм;

мм.

6.1.2 Раскладываем нагрузку на вал от ремённой передачи по осям:

Н;

Н.

6.1.3 Определяем опорные реакции YOX

Σm_C=0;

откуда

Н.

Σm_А=0;

Н.

Проверка: ΣF_Y = 0;

0 = 0.

6.1.4 Определяем изгибающие моменты и строим их эпюры:

Участок

При

При Н·м.

Участок

При Н·м.

При Н·м.

Участок

При Н·м.

При Н·м.

6.1.5 Определяем опорные реакции ZOX

Σm_C=0;

откуда Н.

Σm_А=0;

Н.

Проверка: ΣF_Z = 0;

0 = 0.

6.1.6 Определяем изгибающие моменты и строим их эпюры:

Участок

При

При Н·м.

Участок

При .

При Н·м.

6.1.7 Определяем продольные силы и строим их эпюру:

Н.

6.1.8 Определяем крутящий момент и строим его эпюру:

Н·м.

6.1.9 Определяем общие опорные реакции

Н;

Н.

Рисунок 4 - Расчётная схема ведущего вала

6.2 Подбор подшипников качения для ведомого вала [6]

6.2.1 Определяем расстояние от торца подшипника до точки приложения опорной реакции смежного подшипника для ведомого вала

мм.

6.2.2 Определяется радиальная сила от муфты, действующая на консольный участок вала

Н.

Принимается действие этой силы в гори­зонтальной плоскости (как и силы F_t ), направленное на увеличение деформации вала от силы F_t .

6.2.2 Определяем опорные реакции YOX

Σm_C=0;

откуда Н.

Σm_А=0;

Н.

Проверка: ΣF_Z = 0;

0 = 0.

6.2.3 Определяем изгибающие моменты и строим их эпюры:

Участок

.

При

При Н·м.

Участок

.

При .

При Н·м.

6.2.4 Определяем опорные реакции ZOX

Σm_C=0;

откуда

Н.

Σm_A=0;

Н.

Проверка: ΣF_Y = 0

0 = 0.

6.2.5 Определяем изгибающие моменты и строим их эпюры:

Участок

При

При Н·м.

6.2.7 Определяем опорные реакции от силы F_М

Σm_A =0;

откуда

Н.

Σm_C=0;

Н.

Проверка: ΣF_X = 0; F_М – R_АМ + R_CМ = 0.

682 – 1520 + 838 = 0. 0 = 0.

6.2.8 Определяем изгибающие моменты и строим их эпюры:

Участок

При

При Н·м.

Участок

При

При Н·м.

6.2.9 Определяем продольные силы и строим их эпюру:

Н.

6.2.10 Определяем крутящий момент и строим его эпюру:

Н·м.

6.2.11 Определяем общие опорные реакции

Н. Н.

Рисунок 5 - Расчётная схема ведомого вала

6.3 Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность

6.3.1 Для ведущего вала

6.3.1.1 Определяем требуемую долговечность подшипников,10⁶ оборотов [6], для ведущего вала:

где ч - требуемая долговечность подшипника;

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1;

млн. оборотов.

Машинное время работы(ресурс)

где L –срок службы передачи, лет;

К_г - коэффициент использования передачи в течении года;

К_с - коэффициент суточного использования передачи в течении суток;

ПВ – относительная продолжительность включения;

ч.

6.3.1.2 Определяем приведённую нагрузку [6]

при

где V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V =1;

X и Y – коэффициенты приведения осевой и радиальной нагрузок;

К_σ – коэффициент безопасности. При лёгкой нагрузке на подшипник и для зубчатых передач К_σ = 1,3;

К_T – коэффициент, учитывающий влияние температуры. При рабочей температуре подшипника 100 °С принимаем К_T = 1,0.

Рисунок 6 – Схема действия нагрузок на подшипники ведущего вала

Осевую нагрузку воспринимает подшипник 1, поэтому

F_a1 = F_А=356 Н; F_a2 = 0. При Х₂ = 1,0; Y₂ =0 [6].

Для соотношения

находим е = 0,216;

Следовательно, Х₁ = 0,56; Y₁ = 2,034.

Н;

Н.

Далее расчет ведем по более нагруженной опоре

6.3.1.3 Определяем эквивалентную нагрузку [6]

F_экв(2) = 2540·1 = 2540 Н.

6.3.1.4 Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника[6]

где р – показатель степени, для шарикоподшипников р = 3.

Н.

Динамическая грузоподъемность по каталогу С_кат = 25500 Н;

С_кат > С_тр.

Определяем требуемую долговечность подшипников [6]

ч > 6132 ч.

Долговечность подшипника обеспечена.