| Скачать .docx |
Реферат: Проектирование коническо-цилиндрического редуктора
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по деталям машин
Выполнила:
Проверил:
СОДЕРЖАНИЕ
Лист
1 Техническое задание
2 Кинематический расчёт привода
2.1 Подбор электродвигателя
3 Расчёт клиноременной передачи привода
4 Расчёт зубчатых передач редуктора
4.1 Разбивка передаточного числа между ступенями редуктора
4.2 Расчёт конической передачи
4.3 Расчёт цилиндрической передачи
4.4 Выбор параметров и расчёт геометрии зубчатых колёс
5 Эскизная компоновка редуктора
5.1 Проектный расчёт валов на кручение, выбор типа и
схемы установки подшипников
5.2 Основные размеры корпусов, крышек, болтов,
винтов редуктора
6 Расчёт валов на сложное сопротивление
6.1 Расчёт ведущего вала
6.2 Расчёт промежуточного вала
6.3 Расчёт ведомого вала
7 Проверочный расчёт подшипников по динамической
грузоподъёмности
7.1 Расчёт подшипников ведущего вала
7.2 Расчёт подшипников промежуточного вала
7.3 Расчёт подшипников ведомого вала
8 Список литературы
1 Техническое задание
Привод состоит из клиноременной передачи и коническо-цилиндрического редуктора.
Ч
астота вращения выходного вала редуктора 
, мощность на выходном валу 
, нагрузка спокойная, передача реверсивная, требуемая долговечность 
.
2 Кинематический расчёт привода
2.1 Подбор электродвигателя
По мощности на выходном валу 
определяем расчётную мощность электродвигателя
,
где 
- КПД привода, равный ([3], с.14)
где 
- КПД клиноременной передачи;
- КПД конической передачи редуктора;
- КПД цилиндрической передачи редуктора.
Принимаем ([3] c. 15)
, 
, 
;
.
Тогда
Общее передаточное число привода
где 
- частота вращения выходного вала привода;
- частота вращения вала электродвигателя.
Откуда получаем
где 
- передаточное число клиноременной передачи;
- передаточное число конической передачи редуктора;
- передаточное число цилиндрической передачи редуктора.
Предварительно принимаем ([3] c. 15)
, 
, 
,
.
Принимаем ([3] приложение таблица 2) 
.
С учётом полученной частоты вращения вала электродвигателя и расчётной мощности 
(кВт) по каталогу ([3] приложение таблица 2) выбираем двигатель, номинальная мощность которого P должна быть равна или больше расчётной мощности двигателя, т.е.
Принимаем двигатель
Тип двигателя 4А132МВ6УЗ
Мощность 
, кВт 7.5
Частота вращения, мин-1 970
2,2
Так как частота вращения выбранного электродвигателя не совпадает с полученной ранее, необходимо откорректировать принятые передаточные числа.
Изменим передаточное число редуктора
3 Расчёт клиноременной передачи привода
1) Крутящий момент на быстроходном валу
2) При данном моменте принимаем ([3] таблица 2.12) сечение “Б” с размерами
; 
; 
; 
; 
.
3) Диаметр меньшего шкива в соответствии с рекомендациями ([3] таблица 2.12) 
, но т.к. нет жёстких ограничений к габаритам передачи, то для повышения долговечности ремня принимаем 
следующим за минимальным ([3] таблица 2.12) 
.
4) Диаметр большего шкива ([3] формула 2.2)
,
где 
- коэффициент скольжения прорезиненного ремня.
Принимаем стандартный диаметр по ГОСТ 17383-73 ([3] таблица 2.12)
.
5) Фактическое передаточное число передачи ([3] формула 2.3)
.
6) Скорость ремня ([3] формула 2.4)
.
7) Частота вращения ведомого вала
.
8) Межосевое расстояние согласно рекомендациям ([3] таблица 2.14)
.
9) Расчётная длина ремня ([3] по формуле 2.6)
Стандартная длина ремня ([3] с. 26) L=2240мм.
10) По стандартной длине L уточняем действительное межосевое расстояние ([3] формула 2.9)
Минимальное межосевое расстояние для удобства монтажа и снятия ремней ([3] с. 27)
.
Максимальное межосевое расстояние для создания натяжения и подтягивания ремня при вытяжке
.
11) Угол обхвата на меньшем шкиве ([3] формула 2.10)
.
12) Исходная длина ремня ([3] таблица 2.15)
L0=3750мм
Относительная длина 
.
13) Коэффициент длины определяется методом интерполяции по таблице 219 [3]
СL=0,878.
14) Исходная мощность при 
и 
([3] таблица 2.15) методом интерполирования 
.
15) Коэффициент угла обхвата ([3] таблица 2.18) 
.
16) Поправка к крутящему моменту на передаточное число (таблица 2.20)
.
17) Поправка к мощности ([3] с. 28)
18) Коэффициент режима работы при указанной нагрузке ([3] таблица 2.8)
Ср=0,8.
19) Допускаемая мощность на один ремень ([3] формула 2.24)
.
20) Расчётное число ремней ([3] по формуле 2.25)
.
21) Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки ([3] с. 28)
Сz=0,95.
22) Действительное число ремней в передаче ([3] формула 2.26)
.
Принимаем число ремней 
.
23) Сила начального натяжения одного клинового ремня ([3] формула 2.28)
.
где q – масса одного погонного метра ремня ([3] таблица 2.12).
24) Усилие, действующее на валы передачи ([3] формула 2.29)
25) Размеры обода шкивов ([3] таблица 2.21)
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
.
26) Наружные диаметры шкивов ([3] формула 2.32)
27) Ширина обода шкивов ([3] формула 2.33)
.
4 Расчёт зубчатых передач редуктора
4.1 Разбивка передаточного числа между ступенями редуктора
В двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторах передаточное число тихоходной (цилиндрической) ступени рекомендуется ([3] с. 56)
где uр – передаточное число редуктора
Принимаем из стандартного ряда передаточных чисел зубчатых передач ([3] приложение таблица 8)
; 
.
4.2 Расчёт конической передачи
4.2.1 Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса
1) Назначаем материал ([3] таблица 3.12) для шестерни и колеса – сталь 40ХН (поковка); термообработка – нормализация.
Для шестерни - 
, 
, 280 НВ1;
для колеса - 
, 
, 250 НВ2.
2) Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни ([3] формула 3.51)
.
Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений ([3] формула 3.52)
,
где предел выносливости при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений ([3] таблица 3.19)
.
Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (таблица 3.20)
реверсивная передача - 
Коэффициент долговечности ([3] формула 3.53)
При 
([3] c. 77) 
;
базовое число циклов перемены напряжения ([3] c. 77) 
эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжения ([3] формула 3.54)
,
но т.к. 
([3] с. 77)
принимаем 
Соответственно 
Коэффициент безопасности ([3] формула 3.56)
где 
- коэффициент, учитывающий нестабильность характеристики материала ([3] таблица 3.19) 
;
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки и условия эксплуатации передачи ([3] таблица 3.21) 
.
Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений ([3] формула 3.57) 
.
Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба ( [3] формула 3.58) 
.
Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни
.
3) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса определяем аналогично предыдущему расчёту
,
,
где
,
,
.
При НВ<350 
но т.к. 
,*
то принимаем 
.
; ; 
.
Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса
.
4) Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] таблица 3.19), для шестерни
.
Предварительно находим предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба ([3] таблица 3.19)
Коэффициент безопасности ([3] с. 76)
,
где 
- коэффициент, учитывающий нестабильность характиристики материала;
([3] таблица 3.19, см. с. 80);
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки и условия эксплуатации передачи ([3] таблица 3.21);
Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений ([3] формула 3.57)
5) Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колеса
.
6) Допускаемое контактное напряжение для шестерни ([3] формула 3.33)
.
Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений ([3] формула 3.34)
,
здесь предел выносливости соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ([3] таблица 3.17)
;
коэффициент долговечности ([3] формула 3.35)
,
где базовое число циклов перемены напряжений ([9] рисунок 3.16)
эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений
.
Отношение 
поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле 3.38 [3]
Принимаем 
.
Предел контактной выносливости
.
Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала ([3] с. 75)
Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей ([3] таблица 3.18)
Коэффициент, учитывающий окружную скорость ([3] с. 75)
.
7) Допускаемое контактное напряжение для колеса
;
;
;
;
;
;
т.к. 
,
то
;
; 
; 
;
.
8) Допускаемое контактное напряжение передачи ([3] формула 3.41)
.
Проверяем условие ([3] формула 3.42)
,
т.е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи 
.
9) Допускаемое контактное напряжение при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] с. 80)
для шестерни
;
для колеса
.
4.2.2 Расчёт передачи на контактную выносливость
Согласно рекомендациям ([3] с. 61) принимаем пропорционально понижающие зубья (форма I).
Вычисляем начальный диаметр шестерни по большему торцу ([3] таблица 3.14, формула 3.20)
Предварительно определяем величины, необходимые для расчёта.
Номинальный крутящий момент на шестерне ([3] формула 3.12)
Ориентировочная окружная скорость зубчатых колёс ([3] формула 3.27)
.
При данной скорости требуемая степень точности зубчатых колёс ([3] таблица 3.33) – 9-я.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых передач ([3] c. 82) 
.
Коэффициент ширины венца ([3] формула 3.63) 
.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.20,а), при отношении (Iб – роликовые подшипники)
, 
Коэффициент динамической нагрузки ([3] таблица 3.16) 
для степени точности зубчатых колёс на единицу грубее установленной ([3] с. 80).
Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей ([3] формула 3.28).
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс ([3] формула 3.29)
.
Выбираем число зубьев ([3] таблица 3.11) шестерни 
и коэффициент торцевого перекрытия 
.
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3] формула 3.30)
;
.
Внешний окружной модуль
.
Полученный модуль округляем по стандарту ([3] приложение таблица 9)
.
Пересчитываем начальный диаметр
.
Число зубьев плоского колеса ([3] таблицы 3.9)
,
где 
.
Внешнее конусное расстояние ([3] таблица 3.9)
Рабочая ширина зубчатого венца ([3] таблица 3.1) при 
.
Принимаем по стандарту ([3] приложение таблица 8) 
Проверяем условие ([3] формула 3.64)
, т.е. 
условие соблюдено.
4.2.3 Проверочный расчёт зубьев на контактную выносливость
Средний нормальный модуль зацепления ([3] формула 3.4)
.
Средний начальный диаметр шестерни ([3] с. 80)
.
Расчётная окружная скорость на среднем начальном диаметре шестерни
.
При данной скорости ([3] таблица 3.33) требуемая степень точности передачи – 9-я, что совпадает с ранее принятой степенью точности.
Коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи ([3] рисунок 3.17) 
.
Уточняем коэффициент динамической нагрузки ([3] таблица 3.16) 
.
Начальный диаметр шестерни по большему торцу ([3] формула 3.48)
,
где 
(см. определение 
и 
).
Вновь определяем окружной модуль
.
Полученный модуль округляем до стандартного 
.
Диаметр начальной окружности по большему торцу, соответствующий стандартному модулю
.
4.2.4 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
Фактическое напряжение при расчёте на контактную выносливость ([3] таблица 3.14 формула 3.19)
Расчётное напряжение от максимальной нагрузки ([3] формула 3.60)
где отношение 
(задано при выборе электродвигателя). 4.2.5 Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Изгибающее напряжение для зуба шестерни ([3] таблица 3.14, формула 3.22)
.
Находим эквивалентное число зубьев для шестерни и колеса ([3] формула 3.7)
, 
([3] таблица 3.9)
; 
.
Определяем коэффициенты, учитывающие форму зуба ([3] рисунок 3.21)
; 
.
Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряжённое состояние, для прямозубых колёс ([3] с. 77) 
.
Расчётная удельная нагрузка ([3] формула 3.25/)
,
где 
;
- коэффициент, усиливающий распределение нагрузки между зубьями ([3] c. 82), 
;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.20,б), при отношении
, 
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку ([3] таблица 3.16) при скорости 
, 
.
.
Напряжение изгиба для зуба шестерни
,
для зуба колеса
4.2.6 Проверочный расчёт зубьев при изгибе максимальной нагрузкой. Расчётное напряжение от максимальной нагрузки ([3] формула 3.61)
для зуба шестерни
,
для зуба колеса
.
4.2.7 Окончательно принимаем параметры передачи
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
.
4.3 Расчёт цилиндрической передачи
Расчёт цилиндрической передачи ведётся аналогично конической.
4.3.1 Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса
1) Назначаем материал ([3] таблица 3.12) для шестерни и колеса сталь 40ХН (поковка), термообработка – нормализация;
для шестерни 
, 
, 280НВ1;
для колеса 
, 
, 250НВ2.
2) Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни
,
но т.к. ([3] с. 77)
принимаем 
.
Соответственно 
.
Коэффициент безопасности ([3] формула 3.56)
,
; ; 
; 
,
.
3) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса определяем аналогично предыдущему расчёту
,
,
где
,
,
.
При НВ<350 
но т.к. 
,*
то принимаем 
.
; 
.
4) Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] таблица 3.19) для шестерни
.
,
где 
, 
, 
.
.
5) Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колеса
, 
, 
.
.
6) Допускаемое контактное напряжение для шестерни ([3] формула 3.33)
.
,
;
,
.
Отношение 
поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле 3.38 [3]
Принимаем 
.
.
; 
; 
;
.
7) Допускаемое контактное напряжение для колеса
;
;
;
;
;
;
т.к. 
,
то
;
; ; 
.
8) Допускаемое контактное напряжение передачи ([3] формула 3.41)
.
Проверяем условие ([3] формула 3.42)
,
т.е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи 
.
9) Допускаемое контактное напряжение при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] с. 80)
для шестерни
;
для колеса
.
4.3.2 Расчёт передачи на контактную выносливость
Начальный диаметр шестерни ([3] таблица 3.13, формула 3.16)
Номинальный крутящий момент на шестерне ([3] формула 3.12)
.
Ориентировочная окружная скорость ([3] формула 3.27)
При данной скорости требуется степень точности зубчатых колёс ([3] таблица 3.33) – 9-я.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([3] рисунок 3.13), 
.
Коэффициент ширины зубчатого венца при несимметричном расположении опор ([3] таблица 3.15)
.
Проверяем условие ([3] формула 3.26)
Принимаем ([3] с.71) K=2
угол наклона ([3] с. 60) 
;
минимальное число зубьев шестерни ([3] таблица 3.3) 
;
расчётное число зубьев шестерни ([3] c. 58)
Соответственно
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.14,б) 
.
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку ([3] таблица 3.16) 
.
Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей ([3] формула 3.28/) 
.
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс ([3] формула 3.29) 
.
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3] формула 3.31)
,
где 
- коэффициент торцевого перекрытия ([3] формула 3.3)
.
Тогда
Модуль зацепления ([3] формула 3.46)
.
Полученный модуль округляем до стандартного значения ([3] приложение, таблица 9) m=5мм.
По стандартному модулю пересчитываем начальный диаметр
.
4.3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость
Определяем расчётную окружную скорость ([3] формула 3,47) при начальном диаметре шестерни 
.
При данной скорости требуемая степень точности передачи – 9-я, что соответствует принятой ранее. Уточняем по скорости 
коэффициенты:
([3] таблица 3.16); 
([3] рисунок 3.13); 
([3] рисунок 3.17).
Уточняем начальный диаметр шестерни ([3] формула 3.48)
.
По уточнённому начальному диаметру 
находим модуль зацепления
.
Полученный модуль вновь округляем до стандартного значения 
, что совпадает с ранее принятой величиной модуля. Следовательно диаметр начальной окружности шестерни 
.
Ширина зубчатого венца при 
([3] таблица 3.1)
.
Принимаем 
.
4.3.4 Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
Расчётное напряжение от максимальной нагрузки ([3] формула 3.60)
,
где действующее напряжение при расчёте на контактную выносливость ([3] таблица 3.13 формула 3.15)
Отклонение действующих контактных напряжений от допустимых составляет 
, что допустимо.
.
4.3.5 Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Расчётное напряжение изгиба ([3] таблица 3.13, формула 3.17)
Предварительно определяем величины необходимые для расчёта.
Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса ([3] с. 76)
; 
.
Коэффициенты, учитывающие форму зуба и шестерни и колеса ([3] рисунок 3.18) 
, 
.
Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряжённое состояние ([3] формула 3.50) 
.
Расчётная удельная нагрузка ([3] формула 3.25/)
,
где коэффициент, учитывающим распределение нагрузки между зубьями ([3] формула 3.40) 
,
где n – порядковый номер степени точности.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.14,г) 
.
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку ([3] таблица 3.16)
.
Напряжение изгиба в зубьях шестерни
;
в зубьях колеса ([3] таблица 3.13, формула 3.17/)
.
4.3.6 Проверочный расчёт при изгибе максимальной нагрузкой
для зубьев шестерни 
для зубьев колеса 
4.3.7 Принимаем окончательно параметры передачи
; 
; 
; ; 
; 
;
.
Определим межосевое расстояние
.
Проверим межосевое расстояние
.
4.3.8 Округлим межосевое расстояние до целого стандартного числа, для чего принимаем угол наклона 
([3] формула 3.2/)
Принимаем межосевое расстояние 
, что соответствует стандартной величине ([3] приложение таблица 8), соответственно угол наклона
Пересчитываем начальные диаметры
шестерни 
;
колеса 
.
Проверяем межосевое расстояние
.
4.4 Выбор параметров и расчёт геометрии зубчатых колёс
4.4.1 Основные размеры цилиндрической передачи ([3] таблица 3.5)
Угол наклона зуба на диаметре d 
Угол профиля рейки в торцевом сечении 
, 
Угол зацепления в нормальном сечении 
Угол зацепления в торцевом сечении 
Межосевое расстояние 
Делительный и начальный диаметры:
шестерни 
колеса 
Диаметр вершин зубьев;
шестерни 
колеса 
Диаметр впадин:
шестерни 
колеса 
4.4.2 Основные размеры конической передачи ([3] таблица 3.9)
Число зубьев плоского колеса 
Ширина зубчатого венца 
, 
Внешнее конусное расстояние 
Среднее конусное расстояние 
Диаметр внешней делительной
(начальной) окружности
шестерни 
колеса 
Средний делительный диаметр
шестерни 
колеса 
Глубина захода 
Радиальный зазор 
Высота зуба у торца 
Высота головки зуба у торца:
шестерни 
колеса 
Высота ножки зуба у торца;
шестерни 
колеса 
Угол делительного конуса:
шестерни 
; 
колеса 
Угол ножки зуба
шестерни 
; 
колеса 
; 
Угол конуса вершин
шестерни 
колеса 
Угол конуса впадин
шестерни 
колеса 
Внешний диаметр вершин
шестерни 
колеса 
5. Эскизная компановка редуктора
5.1 Проектный расчёт валов на кручение, выбор типа и схемы установки подшипников
Т.к. на настоящем этапе расстояние между опорами неизвестны, ориентировочно диаметр вала в опасном сечении определяется из условий прочности на кручение при пониженных допускаемых напряжениях ([3] формула 4.1)
где Т – крутящий момент, Н-мм;
- допускаемое напряжение на кручение:
- допускаемое напряжение на кручение для ведущего вала;
- допускаемое напряжение на кручение для промежуточного вала;
- допускаемое напряжение на кручение для ведомого вала.
принимаем 
принимаем 
принимаем 
Первоначально внутренний диаметр подшипника выбираем по принятому (округлённому до нуля или пяти) ориентировочному диаметру вала, рассчитанному по формуле 4.1 с добавлением приблизительно 5мм. Для ведущего и промежуточного валов принимаем подшипники - роликовые конические средней серии, для ведомого – шарикоподшипники радиальные лёгкой серии. Критические роликоподшипники ведущего и промежуточного валов устанавливаем по прямой схеме – в распор.
Ось конической шестерни располагаем в плоскости симметрии корпуса, шестерню устанавливаем на консоли вала, расстояние между подшипниками предварительно принимаем равным (2,5…3,5)d, где d – диаметр вала, определённый при ориентировочном расчёте.
5.2 Основные размеры корпусов, крышек, болтов, винтов редуктора ([3] таблица 4.3)
Толщина стенки корпуса редуктора 
Толщина стенки крышки редуктора 
Толщина верхнего фланца корпуса 
, 
Толщина нижнего фланца корпуса 
Толщина фланца крышки редуктора 
Диаметр фундаментных болтов 
Число фундаментных болтов 
Диаметр болтов, стягивающих
корпус и крышку у бобышек 
Диаметр болтов, стягивающих
фланцы корпуса и крышки 
Ширина опорной поверхности
Нижнего фланца корпуса 
Толщина рёбер конуса 
Минимальный зазор между колесом
и корпусом 
Координата стяжного болта 
у бобышек 
6 Расчёт валов на сложное сопротивление
6.1 Расчёт ведущего вала
1
) Определение составляющих усилия в зацеплении ([3] таблица 5.2)
2
) Составление расчётной схемы, определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих моментов в различных плоскостях
3) Построение эпюры суммарных изгибающих моментов
([3] формула 5.1)
4) Построение эпюры крутящего момента
5) Построение эпюры приведенных моментов
([3] формула5.2)
(реверсивная передача[3] с.171)
6) Расчётный диаметр вала ([3] формула 5.3)
где 
, 
([3] таблица 5.3)
6.2 Расчёт промежуточного вала
1) Определение составляющих усилий в зацеплении
2) Составление расчётной схемы, определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих моментов в различных плоскостях
3) Построение эпюры суммарных изгибающих моментов
([3] формула 5.1)
4) Построение эпюры крутящего момента
5) Построение эпюры приведенных моментов
, 
6) Расчётный диаметр вала ([3] формула 5.3)
где , 
([3] таблица 5.3)
;
6.3 Расчёт ведомого вала
1) Определение составляющих усилия в зацеплении
2) Составление расчётной схемы, определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих моментов в различных плоскостях
3) Построение эпюры суммарных изгибающих моментов
4) Построение эпюры крутящего момента
5) Построение эпюры приведенных моментов
, 
6) Расчётный диаметр вала
7 Проверочный расчёт подшипников по динамической грузоподъёмности
7.1 Расчёт подшипников ведущего вала
- воспринимает подшипник 2
Посадочные диаметры – 35мм
Lh=12000ч
V=Ks=Kт=1
n=339мин-1
1) Принимаем предварительно подшипники 7307, у которых
, 
, 
2) Осевые составляющие радиальных нагрузок FS ([3] формула 6.10)
подшипник 1:
подшипник 2:
3) Расчётная осевая нагрузка
4) Находим отношение ([3] формула 6.9)
подшипник 1:
, принимаем коэффициенты 
, 
подшипник 2:
, принимаем коэффициенты 
, 
5) Эквивалентная расчётная нагрузка ([3] таблица 6.5 формула 5)
Поскольку для обеих опор подшипники выбирают одинаковые, дальнейший расчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику опоры 1.
6) Находим методом интерполяции отношение 
([3] приложение таблица 21)
, отсюда требуемая грузоподъёмность 
, что гораздо меньше реальной грузоподъёмности (С=48100Н) и обеспечит большой запас долговечности подшипников.
7.2 Расчёт подшипников промежуточного вала
Посадочные диаметры d=45мм
Lh=12000ч
V=Ks=KT=1
n=121мин-1
1) Принимаем предварительно подшипник 7309, у которого
, 
, 
2) Осевые составляющие радиальных нагрузок 
подшипник 1:
подшипник 2:
3) Расчётная осевая нагрузка
4) Находим отношение ([3] формула 6.9)
подшипник 1:
, принимаем коэффициенты , 
подшипник 2:
, принимаем коэффициенты 
, 
5) Эквивалентная расчётная нагрузка ([3] таблица 6.5 формула 5)
Поскольку для обеих опор подшипники выбирают одинаковые, дальнейший расчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику опоры 1.
6) Находим методом интерполяции отношение ([3] приложение таблица 21)
, отсюда требуемая грузоподъёмность 
, что несколько меньше реальной грузоподъёмности (С=76100Н) и обеспечит запас долговечности подшипников.
7.3 Расчёт подшипников ведомого вала
, 
, 
, 
1) Принимаем предварительно 210 шарикоподшипник, у которого 
, 
.
2) Выбираем коэффициенты X и Y.
Поскольку 
,
то 
, 
3) Определяем эквивалентную нагрузку
.
4) Находим методом интерполяции отношение 
([3] приложение таблица 21)
, отсюда требуемая грузоподъёмность 
, что несколько меньше реальной грузоподъёмности (С=27500Н) и обеспечит запас долговечности подшипников.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Баласанян Р.А. Атлас деталей машин
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 1998.
3. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчёт и проектирование деталей машин. Изд. 3-е. – Х.: Основа, 1991.