
- •Министерство образования рф
- •Брянский государственный технический университет
- •1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчеты привода
- •1.1. Выбор электродвигателя
- •1.2. Определение передаточных чисел механических передач привода
- •1.3. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах
- •2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
- •2.1. Расчет допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес
- •2.2. Расчет допускаемых изгибных напряжений для зубчатых колес
- •2.2. Расчет допускаемых изгибных напряжений для зубчатых колес
- •3. Расчет цилиндрическ0й косозубой зубчатой передачи.
- •3.1. Проектный расчет цилиндрических передач
- •3.2Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи.
- •3.2.1Проверка передачи на контактную выносливость зубьев.
- •3.2.2Проверка передачи на изгибную выносливость зубьев.
- •3.2.4 Ориентировочная оценка кпд редуктора.
- •3.2.5 Определение усилий в зацеплении
- •3. Определяем расчетный диаметр большого шкива
- •5. Расчет муфты
- •7. Подбор подшипников качения
- •8. Расчёт шпонок
- •9. Определение основных размеров корпусных деталей редуктора
- •10. Определение основных размеров плиты привода
7. Подбор подшипников качения
Исходные
данные:
радиальные нагрузки на подшипники
FrA=155Н,
FrB=947Н;
внешняя осевая нагрузка Fa1=
204,6Н; частота вращения вала п1=750об/мин;
п2=300об/мин;
диаметр вала под подшипниками dn=20мм;
расстояние между подшипниками l=80мм;
требуемый ресурс подшипников [Lh]=15000
ч;
режим работы – спокойная, без толчков;
температура подшипникового узла t<100˚С.
Назначаем типоразмер подшипника:
Так как d=20 мм и осевая сила мала назначаем радиальные шариковые однорядные подшипники, типа 304 по ГОСТ 8338-75 .
Так как производство привода мелкосерийное, для всех валов можно назначить одинаковые подшипники.
Со следующими характеристиками: d=20 мм, D=52 мм, динамическую грузоподъемность С=12.3 кН, статическую грузоподъемность С0=7.79 кН.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Fэ. При переменном режиме нагружения, для подшипников редуктора имеем:
Fэ = Fэ.ном · Кh;
где: Kh – коэффициент долговечности.
Kh
=
;
Здесь:
lhi – продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от Тi;
lh – требуемый срок службы подшипника; lh = ∑lhi.
Kh
=
;
в нашем случае:
Kh
=
;
Номинальная эквивалентная нагрузка Fэ. ном определяется по зависимости:
Fэ.ном = (Х · V · Fr + Y· Fa) · Кδ · Кt;
где:
V – кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника, V = 1 при вращающемся внутреннем кольце подшипника;
Кδ – коэффициент безопасности, определяют по [2. с. 339], при нагрузке с легкими толчками Кδ = 1.
Кt – температурный коэффициент, Кt = 1 при t < 100 C˚
FrI
= 0,059 кH,
FrII
= 0,605 кH,
FaI
= 0.2046 кH,
FaII
=0,2046 кH.
Y, X
– коэффициенты осевой и радиальной
нагрузки, назначаемые для шарикоподшипников
по ГОСТ 18855–82 в зависимости от отн
ошения
;
Отношение 0; этой величине соответствует e = 0.
Отношение
0
e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Таким образом:
Fэ.ном I = (1 · 1 · 0,059+0) · 1 · 1 = 0,059 кН;
Fэ.ном II = (1 · 1 · 0,605+ 0) · 1 ∙ 1 = 0,605 кН;
Так как наиболее нагруженным оказался подшипник (опора D), то все дальнейшие расчеты будут производиться для этого подшипника.
Fэ = 0,605 · 0,8 = 0,48 кН;
Расчетная долговечность назначенного подшипника в опоре С:
Lh
= a1
· a23
·
а1 – коэффициент зависит от уровня надежности. а1 = 1;
а23 – коэффициент учитывающий совместное влияние качества металла и условий эксплуатации, зависит от типа подшипника и расчетных условий, а23 = 1.
Lh
=
=1090531
ч > [Lh]
= 15000 ч, что указывает на излишний запас
по долговечности.
Lh
=
· =2726328 ч >
[Lh]
= 15000 ч
Проведенные проверочные расчеты показали, что можно использовать принятые подшипники.
8. Расчёт шпонок
У стандартных шпонок размеры b и h подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Поэтому при расчетах обычно используют только формулу:
σсм = 4 · T / (h · lp · d) ≤ [σсм]
где: Т – крутящий момент на валу;
h – высота шпонки
lp – рабочая длина шпонки, lp = l – b,
где: l – полная длина шпонки, которая выбирается в зависимости от диаметра вала.
[σсм] – допускаемые напряжения смятия, для стали 45 [σсм]
1. Шпонка под шкив:
Исходные данные:
T = 17,06 Н·м; d = 18 мм;
h = 6 мм; lp = 32 мм; b = 6 мм;
σсм = 4 · 17,06 · 103 / (6 · (32 - 6) · 18) = 24,3 МПа < [σсм] = 100 МПа;
2. Шпонка под колесо:
Исходные данные:
T = 41,38 Н·м; d = 26 мм;
h = 8 мм; lp = 22 мм; b = 10 мм;
σсм = 4 · 41,38 · 103 / (8 · (22 - 10) · 26) = 66 МПа < [σсм] = 100 МПа;
3. Шпонка под муфту:
Исходные данные:
T = 41,38 Н·м; d = 18 мм;
h = 6 мм; lp = 37 мм; b = 6 мм;
σсм = 4 · 41,38 · 103 / (6 · (37 - 6) · 18) = 49,43 МПа < [σсм] = 100 МПа;
Следовательно, все шпонки редуктора удовлетворяют условиям прочности.