МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ
«ТЮМЕНСКИЙ ИНДУСТРИАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»
ИНСТИТУТ ПРОМЫШЛЕННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ И ИНЖИНИРИНГА
Кафедра «Прикладная механика»
ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙРА
Пояснительная записка к курсовому проекту
по дисциплине: «Детали машин и основы проектирования»
Задание 1.4
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Выполнил: студент группы
«МТМ(ТЭК)бп17-1»
Вагина А.А.
Проверил: к.т.н., доцент кафедры
«Прикладная механика»
Пяльченков В.А.
Тюмень, 2020
2
Кинематическая схема механического привода
Исходные данные
1.Мощность на выходном валу –
P в ы х = 5 кВт
2.Угловая скорость выходного вала –
ω=3π рад/с.
3
1. Кинематический расчет
1.Выбор электродвигателя.
Вычисляем
КПД
привода.
Общий
КПД
привода
вычисляется
перемножением КПД ременной передачи (клиновый ремень), КПД 2-х пар
подшипников, КПД закрытой цилиндрической передачи.
КПД ременной передачи ηрем=0,96
КПД одной пары подшипников ηп=0,99
КПД закрытой цилиндрической передачи ηзп=0,97
Общий КПД ηр=ηрем*ηп2*ηзп=0,96*0,992*0,97=0,913
Требуемая мощность двигателя
𝑃=
Pред 5000
=
= 5476 Вт
η
0,913
Вычисляем примерное передаточное число привода.
Uрем=3,5
Uзуб=4
Uпр.об=Uрем*Uзуб=14
Примерная частота вращения вала электродвигателя
Найдем частоту вращения звездочки цепного конвейера.
𝑛р =
𝜔 ∙ 30 3𝜋 ∙ 30
=
= 90 об/мин
𝜋
𝜋
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Разраб.
Вагина А.А.
Провер.
Пяльченков
В.А.
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
.
Подпись Дата
Кинематический
расчёт
Лит.
Лист
Листов
1
3
МТМбп17-1
4
nпр.эд=nр*Uпр.об
nпр.эд=90*14=1260 об/мин
Ближайшая синхронная частота вращения вала электродвигателя
согласно таблице равна 1500 об/мин.
В каталоге электродвигателей с синхронной частотой вращения
1500 об/мин, находим первый двигатель, мощность которого
превысит вычисленную P. Это электродвигатель 4А112М4УЗ с
мощностью 5,5 КВт.
2.Расчет уточненного передаточного числа привода.
Частота вращения первого вала равна частоте вращения вала
выбранного электродвигателя, с учетом скольжения
𝑛1 = 1450
об
мин
Фактическое общее передаточное число привода
Uоб=n1/nр
Uоб=1450/90=16,11
Разбивка передаточных чисел по ступеням
Для ременной и зубчатой передачи примем значение передаточных
чисел:
Uзуб=4; Uрем=16,11/4=4
3.Сводные данные.
Мощность на валах, P (Вт)
На 1 валу P1=5476
На 2 валу P2=P1*ηрем*ηп P2=5476 *0,96*0,99=5204
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
4
5
На 3 валу P3=P2*ηп* ηзп P3=5204*0,99*0,97=4997
P3 совпадает с P, заданной в исходных данных – значит мощности
вычислены верно.
Числа оборотов вращения валов, n (об/мин)
На 1 валу n1=1450
На 2 валу n2=n1/Uрем=1450/4=362,5
На 3 валу n3=n2/Uзуб=362,5/4=90,6
Угловая скорость вращения валов, ω (рад/с)
На 1 валу ω1=π*n1/30=π*1450/30=151,76
На 2 валу ω2=π*n2/30=π*362,5/30=38
На 3 валу ω3=π*n3/30=π*90,6/30=9,42
Крутящий момент, T (Н*м)
На 1 валу T1=P1/ ω1=5476/151,76=36,1
На 2 валу T2=P2/ ω2=5204/38=137
На 3 валу T3=P3/ ω3=4997/9,42=530,5
Сводная таблица данных
№ вала
Мощность, P (Вт)
Частота
Угловая
Крутящий
вращения, n
скорость, ω
момент, T
(об/мин)
(рад/с)
(Н*м)
1
5476
1450
151,76
36,1
2
5204
362,5
38
137
3
4997
90,6
9,42
530,5
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
5
6
2. Расчет клиноременной передачи.
1) Меньший шкив клиноременной передачи вращается с той же
частотой вращения, что и электродвигатель n1=1450 об/мин.
2) По частоте вращения малого шкива n1 и передаваемой мощности P1
выбираем сечение ремня А.
3) Вращающий момент T1=36,1 Н*м
4) Определяем диаметр меньшего шкива
3
𝑑1 = (3 ÷ 4) 3√𝑇1 = (3 ÷ 4)√36,1 = 99,3 … 132,4
Согласно ГОСТ 17383-73 принимаем значение диаметра меньшего
шкива d1=112 мм.
5) Определяем диаметр большего шкива
𝑑2 = 𝑑1 ∙ 𝑈рем (1 − 𝜀) = 112 ∙ 4(1 − 0,01) = 443,52 мм
Принимаем d2=450 мм.
6) Уточняем передаточное отношение
𝑈рем =
𝑑2
450
=
=4
𝑑1 (1 − 𝜀) 112(1 − 0.01)
7) Определяем межосевое расстояние.
𝑎𝑚𝑖𝑛 = 0,55(𝑑1 + 𝑑2 ) + 𝑇0 = 0,55(112 + 450) + 10,5 = 319,6 мм
𝑎𝑚𝑎𝑥 = 𝑑1 + 𝑑2 = 112 + 450 = 562 мм
Принимаем предварительное значение a=400 мм.
8) Определяем длину ремня.
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Разраб.
Вагина А.А.
Провер.
Пяльченков.
В.А
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Подпись Дата
Расчёт клиноременной
передачи
Лит.
Лист
Листов
1
3
МТМбп17-1
7
𝐿 = 2𝑎 + 0,5𝜋(𝑑1 + 𝑑2 ) +
(𝑑2 −𝑑1 )2
4𝑎
=
(450 − 112)2
= 2 ∙ 400 + 0,5𝜋(112 + 450) +
= 1754 мм
4 ∙ 400
Ближайшее значение по стандарту Lр=1800 мм
Уточненное значение межосевого расстояния.
2
2
𝑎р = 0,25 [(𝐿р − 𝑤) + √(𝐿р − 𝑤) − 2𝑦]
Где:
𝑤 = 0,5𝜋(𝑑1 + 𝑑2 ) = 0,5𝜋(112 + 450) = 883
𝑦 = (𝑑2 − 𝑑1 )2 = (450 − 112)2 = 114244
2
𝑎р = 0,25 [(1800 − 883) + √(1800 − 883)2 − 2 ∙ 114244] = 425
При
монтаже
передачи
необходимо
обеспечить
возможность
уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01*1800=18 мм для
облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на
0,025L=0,025*1800=45 мм для увеличения натяжения ремней.
9) Определяем угол обхвата меньшего шкива по формуле:
𝛼1 = 180° − 57
10)
𝑑2 − 𝑑1
450 − 112
= 180° − 57
= 135°
𝑎р
425
Коэффициент
режима
работы,
учитывающий
условия
эксплуатации передачи, для привода к цепному конвейеру при
односменной работе Cр=1,1
11)
Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, для ремня
сечения А при длине L=1800 мм CL=1,01
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
7
8
12)
Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата при α1=135,
Сα=0,89
13)
Коэффициент,
учитывающий
число
ремней
в
передаче,
предполагая, что число ремне будет от 4 до 6 примем Cz=0,90
14)
Определяем число ремней в передаче
𝑧=
𝑃 ∙ 𝐶р
5476 ∙ 1,1
=
= 3,399
𝑃0 ∙ 𝐶𝐿 ∙ 𝐶𝛼 ∙ 𝐶𝑧 2190 ∙ 1,01 ∙ 0,89 ∙ 0,90
Принимаем z=4.
15)
Натяжение ветви клинового ремня
𝐹0 =
850 ∗ 𝑃 ∗ 𝐶р ∗ 𝐶𝐿
+ 𝜃𝑣 2
𝑧 ∗ 𝑣 ∗ 𝐶𝛼
Где:
𝑣 = 0,5𝜔дв ∙ 𝑑1 = 0,5 ∗ 151,76 ∗ 112 ∗ 10−3 = 8,5
м
с
θ – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня
сечения А θ=0,1.
𝐹0 =
16)
850 ∗ 5476 ∗ 1,1 ∗ 1,01
+ 0,1 ∗ 8,52 = 170,9 Н
4 ∗ 8,5 ∗ 0,89
Определим давление на валы:
𝐹в = 2𝐹0 ∗ 𝑧 ∗ 𝑠𝑖𝑛
17)
𝛼1
= 2 ∗ 170,9 ∗ 4 ∗ sin(135/2)° = 1263 Н
2
Ширина шкивов
Вш = (𝑧 − 1)𝑒 + 2𝑓 = (4 − 1) ∗ 15 + 2 ∗ 10 = 65 мм.
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
8
9
3. Расчет зубчатых колес редуктора.
1) Исходные данные для расчета:
Передаточное число U=4;
Частота вращения вала шестерни n=362,5 об/мин (далее в расчетах
этого пункта частоту вращения вала шестерни буду обозначать как n1)
Частота вращения вала колеса n=90,6 об/мин (далее в расчетах этого
пункта частоту вращения вала колеса буду обозначать как n2)
Вращающий момент на шестерне T=137 Н*м (далее в расчетах этого
пункта вращающий момент на шестерне буду обозначать как T1)
Коэффициенты: Ксут=0,67 Кгод=0,82 Кн=2,2
Срок службы 10 лет
Режим переменный
Шестерня- сталь 45 улучшение 192..240НВ для расчета НВ1=220
Колесо- сталь 45 нормализация 170..217НВ для расчета НВ2=200
Мех. характеристики материала:
Шестерня:
Предел прочности 750 МПа
Предел текучести 450 МПа
Сечение 100 мм
Колесо:
Предел прочности 600 Мпа
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Разраб.
Вагина А.А.
Провер.
Пяльченков.
В.А
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Подпись Дата
Расчёт зубчатых
колёс редуктора
Лит.
Лист
Листов
1
4
МТМбп17-1
10
Предел текучести 340 МПа
Сечение 80 мм
Предел контактной выносливости
𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1=2HB1+70=2*220+70= 510 МПа
𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2=2HB2+70=2*200+70= 470 Мпа
SH1=1,1
SH2=1,1
Коэффициенты, учитывающие шероховатость и окружную скорость
колес:
ZR=0.95
ZV=1
Срок службы работы передачи за расчетный срок службы:
Lh=L*365Кгод*24Ксут=48127 часов
Производим расчет при переменных режимах нагружения:
N
K
 Ti
T
 max
 60 * Lh * c *  
3

 * n

1
NK1= 60*48127*1*(13*0,4+0,43*0,5+0,253*0,1 )*362,5=56*108
NK2=60*48127*1*0,433*90,6=14*108
Принимаем ZN1=1 ZN2=1
Допускаемые контактные напряжения [ϬH]1 [ϬH]2
[σH ]1 =
σHlim1
∗ ZR ∗ ZV ∗ ZV1 = 440.45МПа
SH1
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
10
11
[σH ]2 =
σHlim2
∗ ZR ∗ ZV ∗ ZV2 = 405.91МПа
SH2
[σH ] =
[σH ]1 + [σH ]2
≤ 1.25[σH ]
2
[σH]=440,5+405,912=423,18МПа≤1,25∗405,9=507,38 МПа
[σH ]=507.38МПа
Принимаем ϬH=423.18 МПа
Предел выносливости зубьев по напряжению изгиба ϬFlim
ϬFlim1=1.8*HB1=396 МПа
ϬFlim2=1.8*HB2=360 МПа
Коэффициент безопасности при расчете на изгиб
Принимаем SF=1.75
Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности
при расчете допускаемых напряжений изгиба YR
Принимаем YR=1
Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения
нагрузки Ya=1
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб YN
Y
N
 mF
N FG
, причем 1≤YV≤YNmax
NK
NFG=4*106
 Ti
T
 max
N K  60 * Lh * c *  
m



* n1
NK1= 60*48127*1(16*0,4+0,46*0,5+0,256*0,1)*362,5=69*108
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
11
12
NK2=60*48127*1(16*0,4+0,46*0,5+0,256*0,1)*90,6= 17*108
Принимаем: YN1=YN2=1
Допускаемые напряжения изгиба [σF ]1 , [σF ]2
[σF ] =
σFlim
∗ YR ∗ YV ∗ YA
SF
[σF ]1 =
σFlim1
396
∗ YR ∗ YV ∗ YA =
∗ 1 ∗ 1 ∗ 1 = 226,29 МПа;
SF1
1,75
[σF ]2 =
σFlim2
360
∗ YR ∗ YV ∗ YA =
∗ 1 ∗ 1 ∗ 1 = 205,71 МПа,
SF2
1,75
Предельные
допускаемые
контактные
напряжения
при
кратковременных перегрузках [𝝈]𝑯𝒎𝒂𝒙𝟏 , [𝝈]𝑯𝒎𝒂𝒙𝟐
[σ]Hmax1 =2,8*σТ =2,8*450=1260МПа
[σ]Hmax2 =2,8*σТ =2,8*340=952МПа
Предельные
допускаемые
контактные
напряжения
изгиба
при
кратковременных перегрузках [𝛔𝐅 ]𝐦𝐚𝐱𝟏 , [𝛔𝐅 ]𝐦𝐚𝐱𝟐
[σF ]max1 =σFlim1 ∗ YNmax ∗
Kst
[σF ]max2 =σFlim2 ∗ YNmax ∗
Kst
Sst
Sst
=1176,7 МПа
=1069,7МПа
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
12
13
4. Проектный расчет
1) Определяем межосевое расстояние
3
𝑇1 ∙ 𝐾𝐻
𝑎𝑤 ≥ 𝐾𝑎 (𝑢 + 1)√
𝑢 ∙ 𝛹𝑏𝑎 ∙ [𝜎𝐻 ]2
Где Ka=450 МПа – вспомогательный коэффициент
u – передаточное число, u=4;
T1 – вращающий момент на шестерне, T1=137 Н*м;
KH – коэффициент нагрузки. Для прямозубой передачи предварительно
принимаем KH=1,3;
Ψba - коэффициент ширины зубчатого венца, относительно межосевого
расстояния.
При
симметричном
расположении
прямозубых
колес
относительно опор выбираем Ψba=0,315.
3
137 ∗ 1,3
𝑎𝑤 ≥ 450 ∗ (4 + 1) √
= 207
4 ∗ 0,315 ∗ 423,182
Принимаем значение межосевого расстояния из ряда стандартных
чисел aw=200.
2) Определяем модуль передачи.
Выбирают модуль в пределах (0,01…0,02)aw
Вычислим оба предела.
𝑚 = (0,01 … 0,02)𝑎𝑤 = 2 … 4
Выравниваем его по ГОСТ 9563-60 m=2,5.
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Разраб.
Вагина А.А.
Провер.
Пяльченков.
В.А
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Подпись Дата
Проектный расчёт
Лит.
Лист
Листов
1
3
МТМбп17-1
14
3) Определение суммарного число зубьев шестерни и колеса
𝑧об =
2 ∗ 𝑎𝑤 2 ∗ 200
=
= 160
𝑚
2,5
4) Определение числа зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни:
𝑧1 =
𝑧об
160
=
= 32
𝑢+1 4+1
Принимаем z1=32
Число зубьев колеса:
𝑧2 = 𝑧об − 𝑧1 = 166 − 32 = 128
5) Уточнение передаточного числа
𝑢ут =
𝑧2 107
=
=4
𝑧1 26,6
6) Уточнение межосевого расстояния
𝑎𝑤 =
𝑚(𝑧1 +𝑧2 ) 2,5 ∗ 160
=
= 200
2
2
7) Определение размеров зубчатых колес
Делительные диаметры:
Шестерни 𝑑1 = 𝑚 ∗ 𝑧1 = 2,5 ∗ 32 = 80 мм
Колеса 𝑑2 = 𝑚 ∗ 𝑧2 = 2,5 ∗ 128 = 320 мм
Диаметры вершин зубьев:
Шестерни 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2𝑚 = 80 + 2 ∗ 2,5 = 85 мм
Колеса 𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2𝑚 = 320 + 2 ∗ 2,5 = 325мм
Ширина зубчатого венца:
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
14
15
Колеса 𝑏2 = 𝛹𝑏𝑎 ∗ 𝑎𝑤 = 0,315 ∗ 200 = 63мм,
Шестерни 𝑏1 = 𝑏2 + 5 = 63 + 5 = 68 мм
Диаметр окружности вершин зубьев:
Колеса da=d1+2m=80+2*2,5=85
Шестерни da= d2+2m=320+2*2,5=325
Диаметр окружности впадин зубьев:
Колеса df=d1-2.5m=80-2.5*2,5=86,25
Шестерни df= d2-2.5m=320-2.5*2,5=326,25
8) Определение окружной скорости колес:
𝑣=
𝜋 ∗ 𝑑1 ∗ 𝑛1 𝜋 ∗ 80 ∗ 362,5
=
= 1,5184 м/с
60 ∗ 103
60 ∗ 1000
9) Определение усилий в зацеплении:
Окружная сила
𝐹𝑡 =
2000 ∗ 𝑇1 2000 ∗ 137
=
≈ 3425 Н
𝑑1
80
Радиальная сила
𝐹𝑟 = 𝐹𝑡 ∗ tan 𝛼 = 3425 ∗ tan 20° ≈ 1246 Н
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
15
16
5. Проверочный расчет
Проверочный расчет на контактную выносливость
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями 𝐊 𝐇𝛂
K Hα = 1 + 0.06(9 − 5) = 1.24
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине
контактной линии 𝐊 𝐇𝛃
K Hβ = 1,03
Коэффициент динамической нагрузки 𝐊 𝐇𝐕
K HV = 1,031
1) Контактные напряжения при расчете на выносливость 𝛔𝐇
2T1 K H (u ± 1)
2 ∗ 530 ∗ 1,32 ∗ 103 (4 + 1)
√
σH = K 𝑍 √ 2 ∗
= 365 ∗
∗
u
802 ∗ 325
4
d1 d2
= 339 МПа ≤ [𝛔𝐇 ]
K H = K Hα ∗ K Hβ ∗ K HV = 1,24 ∗ 1,03 ∗ 1,03 = 1,32
Проверочный расчет по напряжениям изгиба
Коэффициент формы зуба YF;X=0
YF1=3,88 ;YF2=3,61
Коэффициент, учитывающий многопарность зацепления
Yε =
1
1
=
= 0,59
εr 1,703
Коэффициент распределения нагрузки при расчете на изгиб
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Разраб.
Вагина А.А.
Провер.
Пяльченков.
В.А
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Подпись Дата
Проверочный
расчёт
Лит.
Лист
Листов
1
2
МТМбп17-1
17
K 𝐹α = 1.24
Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб
K 𝐹β = 1,06
Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгиб
K 𝐹𝑉 = 1,06
Напряжение изгиба при расчете на выносливость
σ𝐹1 =
𝑌F1 ∗Yε ∗𝑌𝛽 ∗K𝐹 ∗F1
b1 ∗mn
=
3.88∗0.587∗0.9∗1,39∗3425
68∗3
= 47,83 МПа
где K 𝐹 = K 𝐹α ∗ K 𝐹β ∗ K 𝐹𝑉 = 1,24 ∗ 1,06 ∗ 1,06 = 1,39
σ𝐹2 =
𝑌F2 ∗Yε ∗𝑌𝛽 ∗K𝐹 ∗F2
b2 ∗mn
=
3.61∗0.587∗0.9∗1,39∗1246
63∗3
=17,47
Где KF=KFa*KFB*KFV-коэффициент расчетной нагрузки при расчете по
напряжениям изгиба
Проверочный расчет на статическую прочность при однократных
перегрузках
Максимальные контактные напряжения при перегрузке
T𝑚𝑎𝑥
σHmax = σH √
< [σH ]max
T
σHmax = 395.9 ∗ √3,87 = 587.21МПа < [σH ]max
Максимальные напряжения изгиба при перегрузках
σ𝐹max = σF
Tmax
≤ [σF ]max
T
Tmax
47,83 ∗ 1,96 = 93,74 МПа < [σH ]max1
T
Tmax
= σF2
= 17,47 ∗ 1,96 = 34,25 МПа < [σH ]max2
T
σ𝐹max1 = σF1
σ𝐹max2
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
17
18
6. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников.
Ведущий вал
Допускаемое напряжение на кручение примем [τк]=20 МПа
3 16 ∗ 137 ∗ 103
3 16 ∗ 𝑇1
𝑑в1 = √
=√
= 32,67
𝜋 ∗ [𝜏к ]
𝜋 ∗ 20
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда dв1=35 мм.
Диаметр вала под подшипниками dп1=dв1+2tцил=35+2*3,5=42 мм
Диаметр бурта под подшипник dбп1=dп+3r=42+3*2,5=49,5мм
Диаметр шестерни dш= dп+3r=42+3*2,5=49,5 мм
Ведомый вал
Допускаемое напряжение на кручение примем [τк]=25 МПа
𝑑в2
16 ∗ 𝑇2 3 16 ∗ 530,5 ∗ 103
=√
=√
= 47,63
𝜋 ∗ [𝜏к ]
𝜋 ∗ 25
3
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда dв2=50 мм.
Диаметр вала под подшипниками dп2=dв+2tцил=50+2*4=58 мм
Диаметр бурта под подшипник dбп2=dп+3r=58+3*3=67 мм
Диаметр колеса dк= dп+3r=58+3*3=67 мм
Диаметр бурта колеса dбк= dк+3f=67+3*2,5=74,5 мм
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Разраб.
Вагина А.А.
Провер.
Пяльченков.
В.А
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Подпись Дата
Предварительный расчет
валов редуктора и выбор
подшипников
Лит.
Лист
Листов
1
2
МТМбп17-1
19
Длина от середины подшипника до середины шпоночного паза
тихоходного вала (ведомого) lкт=2,2* dп1= 2,2*42= 92,4 мм
Длина от середины подшипника до середины шпоночного паза
быстроходного вала (ведущего) lкт=2,2* dп2= 2,2*58= 127,6 мм
Длина выходного конца вала lв=1,5 *dв2=1,5*50=75 мм
Диаметр ступицы dст=(1,5÷1,8)dк=1,5*67=100,5 ÷ 120,6 мм
Принимаю диаметр ступицы 110 мм
Длина ступицы lc=(1,2÷ 1,5)* dк =80,4÷ 100,5 мм
Принимаю длину ступицы 90 мм
Фундаментальный диаметр болтов d1= (0,03÷ 0,036)*aw+12=18÷ 19,2
Фундаментальный принимаю диаметр болта 19 мм
Диаметры болтов крепящих крышку корпуса у подшипников
d2= (0,7÷ 0,75)* d1=13,3÷14,25 мм
Принимаю
диаметры
болтов
крепящих
крышку
корпуса
у
подшипников 14 мм
Диаметры болтов соединяющих крышку с корпусом d3= (0,5÷0,6)*
d1=9,5÷11,4 мм
Принимаю диаметр d3=10 м
Примем радиальные шарикоподшипники легкой серии.
Условное
d
D
B
обозначение
Размеры, мм
подшипника
208
40
211
55
80
100
18
21
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
19
20
Литература
1. Курмаз Л. В., Курмаз О. Л. Конструирование узлов и деталей машин:
справочное учебно-методическое пособие /. - М. : Высшая школа, 2007. - 455
с.
2. Чернавский С.А. и др.. Курсовое проектирование деталей машин.
Учебное пособие / 3-е изд.,стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. М.:
ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.
3. Электронный ресурс https://studme.org/84711/tehnika/valy
КП.ДМ.МТМ(ТЭК)бп17-1.22.03.01.ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Разраб.
Вагина А.А.
Провер.
Пяльченков
В.А.
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Подпись Дата
Лит.
Литератрура
Лист
Листов
1
1
МТМбп17-1