- •Министерство образования и науки российской федерации Брянский государственный технический университет
- •Руководитель: проф. Д.Т.Н.
- •Содержание
- •1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода.
- •Выбор электродвигателя
- •Общее передаточное число привода
- •1.2. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах
- •Расчет элементов редуктора
- •Выбор типа зубьев колес зубчатой передачи редуктора:
- •Выбор термообработки и материалов для изготовления зубчатых колес редуктора:
- •Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни
- •Определение допускаемых контактных напряжений для колеса
- •Допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса
- •Расчёт цилиндрической косозубой передачи
- •Проектный расчёт цилиндрической косозубой передачи
- •. Проверочный расчёт цилиндрической косозубой передачи
- •Проверка передачи на контактную выносливость
- •Проверка передачи на изгибную выносливость
- •Геометрические характеристики зацепления
- •Ориентировочная оценка кпд редуктора
- •Определение усилий, действующих в зацеплении
- •Расчёт ремённой передачи
- •5.Расчёт муфт
- •6. Расчет валов
- •7. Выбор и расчет подшипников
- •7.1. Выбор подшипников быстроходного вала
- •7.2. Выбор подшипников тихоходного вала
- •8. Выбор шпонок
- •9. Выбор смазочного материала и способы смазывания подшипников редуктора.
- •10.Выбор уплотнений валов редуктора
- •11.Выбор подшипниковых крышек корпуса редуктора
- •12.Выбор и расчет соединений валов
- •13.Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов
- •14.Выбор вида основания для совместной с двигателем установки редуктора и определение его основных размеров
- •15. Техника безопасности
7.2. Выбор подшипников тихоходного вала
Исходные данные:
радиальные нагрузки на подшипники FrС= 497Н, FrD=600Н;
частота вращения вала п2=400 ;
диаметр вала под подшипниками dn=25мм;
расстояние между подшипниками l=58мм;
требуемый ресурс подшипников [Lh]=15000 ч;
режим работы – легкие толчки;
температура подшипникового узла t<100˚С.
1. 1. На подшипники действуют радиальные и осевые усилия, поэтому назначаем радиально-упорные однорядные шарикоподшипники по ГОСТ 831-62 как наиболее распространенный тип подшипников для передачи с цилиндрическими косозубыми зубчатыми колесами.
2. Выбираем схему установки подшипников в соответствии с табл. 10.1 [1 стр. 58].
Схема установки радиальных подшипников (в распор, в растяжку, со сдвоенной опорой) назначается в зависимости от вида подшипников (шариковые или роликовые), его внутреннего диаметра dn и расстояния между подшипниками l.
В нашем случае при dn=25мм и l=58мм принимаем схему установки подшипников «в распор», для шарикоподшипников
3. Назначаем типоразмер подшипника. Исходя из того, что диаметр вала под подшипник равен dn=25мм, назначаем шарикоподшипник легкой серии: типоразмер 36207, имеющий dn=25мм, D = 52 мм, динамическую грузоподъемность С = 12,8кН, статическую грузоподъемность С0 = 9,06кН.
4. Определяем основные составляющие радиальных нагрузок на подшипники.
Для шарикоподшипников
,
где определяется по таблице (в нашем случае, для подшипника 36205 имеем е = 0.3); - радиальная нагрузка на подшипник.
В нашем случае
;
.
Находим значения осевых нагрузок согласно схеме на рис. 10.3 [1 стр. 60].
В нашем случае
,
следовательно,
;
.
5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку FЭ. При переменном режиме нагружения, заданном графиком (см. задание), для подшипников редуктора имеем
,
Где выбор номинальной эквивалентной нагрузки и где коэффициента долговечности был описан ранее
В нашем случае для подшипника I (подшипник D) имеем
<
Тогда XI = 1; YI = 0.
.
Для подшипника II (подшипник C) аналогично
>
Тогда XII = 0.45; YII = 1.62
Таким образом,
.
Так как наиболее нагруженным оказался подшипник II (опора C), то все дальнейшие расчеты будим производить для этого подшипника.
6. Рассчитаем долговечность назначенного подшипника 36207 D
.
Коэффициент, учитывающий совместное влияние качества метала и условие эксплуатации (смазка, перекос подшипника),а23 зависит от типа подшипника и расчетных усилий.
Коэффициент а1 зависит от уровня надежности Р (вероятности безотказной работы).
Подшипник также обладает излишним запасом по долговечности, но также по конструкционным соображениям подшипник менять не имеет смысла.
8. Выбор шпонок
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок определяем по ГОСТ 23360-78. материал шпонок – сталь 45 нормализация.
Определим напряжение смятия и условие прочности по формуле:
,
где Т – вращающий момент, передаваемый шпонкой; d – диаметр вала на котором установлена шпонка; b, h, l – соответственно ширина, высота и длина шпонки; t1 – глубина паза вала под шпонку.
[σсм] = 100…120МПа – допускаемое напряжение смятия
Ведущий (быстроходный) вал
шпонка под муфтой:
d = 22мм; b x h = 6 x 6; t1 =3,5мм; l = 25 мм
.
Ведомый (тихоходный) вал.
Поверим шпонку под шкивом:
d = 22мм; b x h = 6 x 6; t1 = 3,5мм; l = 36мм; момент Т2 = 22,6Н·м:
.
Условие σсм < [σсм] выполняется во всех рассматриваемых случаях.