Привод ленточного транспортера. 2

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО “Уральский государственный  технический университет - УПИ”

 

Кафедра «Детали машин»

 

 

Оценка за проект

 

Члены комиссии:

 

 

 

 

 

 

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРА

 

Курсовой проект

 

Пояснительная записка

 

1703.418110.000.ПЗ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2009

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Содержание

Введение…………………………………………………………………..………...5

1. Расчет кинематических  и энергетических параметров……………………..6

1.1. Выбор электродвигателя …..……………………………………………6

1.2. Частота вращения вала двигателя………………………………………6

1.3  Общее передаточное число ……………………………………………6

1.4. Передаточное число зубчатой передачи……………………………….6

1.5. Передаточное число ременной передачи ……………………………...6

1.6. Частоты вращения  валов………………………………………………..7

1.7. Мощности на валах ……………………………………………………..7

1.8. Крутящие моменты  передаваемые валами ……………………………7

 

2. Расчет зубчатой передачи…………………………………………………….9

2.1. Выбор материалов  зубчатых колес……..................................................9

2.2. Определение  допускаемых напряжений……………………………..10

2.3. Проектный расчет передачи…………………………………………...12

2.4. Проверочный расчет  передачи………………………………………...14

2.5. Силы в зацеплении  …………………………………………………….16

 

3. Расчет клиноременной передачи…………………………………………...17

 

4. Ориентировочный расчет валов, первый этап эскизной компоновки……20

4.1. Проектирование тихоходного  вала……………………………………20

4.2. Проектирование быстроходного вала.………......................................21

4.3. Подбор шпонок и  подшипников………………………………………22

 

5. Определение основных параметров деталей, второй этап эскизной компоновки ………………………………………………………………………24

5.1. Конструирование цилиндрических  зубчатых колес……………………24

5.2. Расчет элементов  корпуса редуктора……………………………………24

5.3. Крышки подшипниковых узлов …………………………………………25

 

6. Расчет призматических шпонок ……………………………………………27

 

7. Расчет валов на  усталостную прочность…………………………………...28

 

8. Расчет и проверка  подшипников на долговечность……………………….37

 

9. Смазка………………………………………………………………………...40

10. Уплотнительные устройства………………………………………………41

 

11. Сборка редуктора…………………………………………………………..42

 

Заключение……………………………………………………………………...43

 

Библиографический список……………………………………………………44

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Привод- устройство предназначенное  для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии и механизма для передачи энергии. В качестве механизмов чаще всего используются различные типы механических передач, которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.

Проектируемый в данной работе привод включает ременную передачу и зубчатый цилиндрический одноступенчатый  редуктор. Привод должен обеспечивать передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и с заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или  червячных передач, выполненный  в виде отдельного агрегата  и  служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора  – понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

• по типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);
• по числу ступеней (одноступенчатый, двухступенчатый и т.д.);
• по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); 
• по относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

Редуктор в основном проектируется  для привода определенной машины по заданной нагрузке ( моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Редуктор, который преобразует низкую угловую скорость в более высокую обычно называют мультипликатором.

 

 

 

 

 

 

 

1.Расчет кинематических и энергетических параметров

 

 

1.1. Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

P_тр  = ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма,  P = 10.846 кВт;

η₀ – общий КПД привода,

η₀ = η₁ η₂ η₃³ =0.98  0.96  0.99³=0.922

здесь - КПД зубчатой передачи, - КПД первой пары подшипников качения, - КПД второй пары подшипников качения,

 примем  =0.98, = 0.99, =0.99

 

Тогда P_тр= = =11 кВт

По требуемой мощности из табл.П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А160М8 с ближайшей большей стандартной мощностью P_э = 11 кВт, синхронной частотой вращения

n_с =750  мин^-1 и скольжением S = 2.5  %.

 

 

1.2. Частота вращения вала двигателя

Частота вращения вала электродвигателя

n₀= n_с (1 – ) =750(1- )=731.25 мин^-1

1.3. Общее передаточное  число привода

Общее передаточное число  привода

u_o= = =6.3

где n – частота вращения ведомого вала,

n₂ = 116.071мин^-1;

1.4. Передаточное число зубчатой передачи

Передаточное число  цилиндрической зубчатой передачи редуктора  рекомендуется выбирать из диапазона 2.5<u<5, с округлением до стандартного значения (см.табл.7.1).Примем u=4

1.5. Передаточное  число ременной передачи

 

Передаточное число ременной передачи:

u_р= = =1.6

Округлим значение до стандартного значения u_р  =2.

 

1.6. Частоты вращения валов

 

 

Частоты вращения валов:

n₀=731.25 мин^-1

(частота вращения вала двигателя)           

 

n₁= = =365.625 мин^-1

(частота быстроходного  вала)   

n₂= = =116.071мин^-1

(частота тихоходного  вала)

1.7.Мощности на валах.

 

Мощности на валах:

 

P₀= P_тр =11 кВт

 

P₁= P₀ =11•0.96•0.99²=10.35 кВт

 

P₂= P₁ =10.35• 0.98• 0.99=10.041 кВт

 

 

1.8.Крутящие моменты,  передаваемые валами

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле 

T_i = 9550

.

Тогда               T₀=9550 =9550 = 143.66 Н м

 

T₁=9550 =9550 =270.34 Н м

 

T₂=9550 =9550 =822.84Н м

 

Консольные нагрузки от муфт в Н предварительно определяют по ГОСТ 16162-85:

на быстроходном валу: F_к=0.0875 =0.0875 = 1.443кН;

на тихоходном валу для зубчатых редукторов:

F_к= 0.125 =0.125 = 1.931  кН                          

где T_б и T_т – крутящие моменты на соответствующих валах, Н·м.

2. Расчет зубчатой передачи

 

Исходные данные

Тип зуба – косой

Тип передачи – реверсивная

Крутящий момент на шестерне –272 Н м

Частота вращения шестерни – n₁=365.6  мин^-1

Мощность на ведомом валу – Р=11кВт

Частота вращения ведомого вала n₂=116.071 мин^-1

Тип ременной передачи - клиноременная       

Режим работы – средний нормальный

Коэффициент использования передачи:

в течение года  – K_г =0.6

в течение суток – K_с =0.5

Cрок службы передачи в годах – L =4

Продолжительность включения –  ПВ = 20 %

2.1. Выбор материалов зубчатых колес.

 

Определим размеры характерных  сечений заготовок по формулам (1.1)

D_m=20 =20 =80 мм

S_m=1.2(1+u) =1.2(1+4) =24.4 мм

Диаметр заготовки колеса d_k=uD_m=3.15*88.22=277.893мм

Выбираем материалы зубчатых колес  по табл. 1.1. Принимаем для колеса и шестерни – сталь 45, термообработку – улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 HB, D_m1=80 мм, D_m1≥D_m, твердость поверхности зуба колеса 235…262 HB S_m1=80 мм, S_m1≥S_m. Среднее значение твердости поверхности зуба шестерни и колеса

HB₁ =0.5( HB_1min+HB_1max)=0.5(269+302)=285.5

HB₂ =0.5( HB_2min+HB_2max)=0.5(235+262)=248.5

2.2. Определение  допускаемых контактных напряжений

 

Для их определения используем зависимость

 

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

s_{Hlim j} - предел контактной выносливости (табл.2 [1]),

s_Hlim1 = 2HB₁+70=2•285.5+70=641 МПа

s_Hlim2= 2HB₂+70=2•248.5+70=567 МПа

S_Hj - коэффициент безопасности (табл.2 [1]),

S_H1=1.1              S_H2=1.1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj =

1,

здесь N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1 [1]),

N_H01=23.5•10⁶                   N_H02 =16.8•10⁶

Эквивалентные числа циклов нагружения

N_HEj=

_h •N_Sj

Коэффициент эквивалентности при  действии контактных напряжений определим по табл.3 [1] в зависимости от режима нагружения: _h =0.18 для среднего нормального режима работы.

Суммарное время работы передачи в  часах

Здесь ПВ=0.01ПВ%=0.01^. 20=0.2

t_h = 365L24K_гК_сПВ =365•4•24•0.6•0.5•0.2=2102 ч

Суммарное число циклов нагружения

N_S1 = 60•n₁•c•t_h,    N_S2=60•n₂•c•t_h

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_j – частота вращения  j-го колеса, n₁=365.625 мин^-1

N_S1= 60•n₁ •c•t_h =60•365.625•2102=0.46•10⁸

N_S2=60•n₂•c•t_h =60•116.071•2102=0.146•10⁸

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _h N_Σj; 

N_HE1=0.18 ^. 0.46 ^. 10⁸=8.3•10⁶

N_HE2=0.18 ^. 0.146 ^. 10⁸ = 2.63•10⁶

Примем  коэффициенты долговечности

K_HL1= 1.189         K_HL2= = =1.362

Допускаемые контактные напряжения для  шестерни и колеса

s_HP1=

= =693 МПа

s_HP2=

= =702.1 МПа

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

s_HP=0.45(s_HP1 + s_HP2) =0.45(693+702.1)=627.8 МПа

 

Допускаемые напряжения изгиба

 

_FPj= ,

где s_{F lim j} - предел выносливости зубьев при изгибе (табл.4 [1]),

s_{F lim 1} =1.75 HB₁=1.75•285.5=499.6 МПа

s_{F lim 2} =1.75 HB₂=1.75•248.5=434.9 МПа

S_Fj - коэффициент безопасности при изгибе (табл.4 [1]),

S_F1=1.7, S_F2=1.7      ;

K_FCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл.4 [1]) K_FC1=0.65,  K_FC2=0.65          

K_FLj - коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}=

1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости:  q₁ =6  , q₂ =6          (табл.3 [1]);

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4•10⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе;  N_{FE j}= _Fj N_Σj.

Коэффициент эквивалентности  при действии напряжений изгиба определяется  по табл.3 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 =0.06,    _F2 =0.06 ,

N_FE1 = _F1 N_Σ1.=0.06•0.46 •10⁸ =0.0276•10⁸

N_FE2 = _F2 N_Σ2= 0.06•0.146•10⁸=0.00876 •10⁸

Так как  K_FL1=1.063, вычислим

 K_FL2 = =2.14, так как 2.3>1, то K_FL2 =1.287

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1= =203.1 МПа

_FP2= =214.1 МПа

2.3. Проектный  расчет передачи

Межосевое расстояние

 

a_w= K_a(u+1)

,

где K_a=410 для косозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач примем ψ_ba=0.4 (ряд на с.11). На этапе проектного расчета задаемся значение коэффициента контактной нагрузки K_H=1.2. Тогда

a_w= 410(4+1)

=146 мм,

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения табл.6.1 : a_w= 160 мм

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

m_n=(0.01…0.02) a_w=(0.01…0.02)160=1.6…3.2 мм

Из полученного диапазона выбираем стандартный модуль m_n=2 мм (табл.5[1]), учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применять не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи

Z_∑= = =156.7

где  = для косозубых передач.

Z

=156.7

Значение Z округлим до ближайшего целого числа Z =157

Уточним для косозубых  передач  делительный угол наклона зуба

 

= arccos

= arccos =11º6'47''

Z₁=

= =37.8  Z₁=38

Число зубьев колеса

Z₂= Z

– Z₁= 157 – 38 =119

Фактическое передаточное число

u_ф =

= =3.132

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 3 %

при u 5.

u = 100 =100 =0.57% < 3 %

Коэффициенты смещения шестерни и  колеса примем x₁= 0, x₂= 0, поскольку

Z₁ > 17.

 

 

 

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес.

Ширинa венца колеса

b_w2=

= 0.4∙160=64

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда на с.14,т. е. b_w2 =65.

 Ширину венца шестерни b_w1 примем на 5 мм больше чем b_w2:

b_w1=70

Определим диаметры окружностей  зубчатых колес, принимая далее для  непрямозубых колес m = m_n.

Определим диаметры окружностей  зубчатых колес:

Диаметры делительных окружностей  для косозубых колес:  :

 

=77.472 мм , d₂ = =242.609 мм

Окружности вершин зубьев d_aj = d_j +2m(1+ x_j )

d_a1 = 77.472+2•2=81.452 мм

d_a2 = 242.609 +2•2=246.548 мм

Окружности впадины зубьев d_fj = d_j -2m(1.25- x_j )

d_f1 = 77.472 -2•2•1.25=72.452 мм

d_f2 = 242.609 -2•2•1.25=237.548 мм

 

 

 

 

 

 

 Окружная скорость  в зацеплении и степень точности  передачи

 

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V = = =1.48 м/с

Степень точности передачи выбираем по табл.8.1 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст= 8.

 

 

2.4. Проверочный  расчет передачи

 Проверка контактной  прочности зубьев

 

 

Условие контактной прочности передачи имеет вид  _.

Контактные напряжения равны

= ,

где Z - коэффициент вида передачи, Z =8400

K_Н - коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_Hα K_Hβ K_НV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Hα =1+ A (n_ст – 5) K_w,

где А = 0.15 для косозубых передач;

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

K_w = 0.002НВ₂ + 0.036(V – 9)= 0.002•248.5 + 0.036 (1.48 – 9) =0.226.

       K_Hα =1+0.15 (8 – 5) 0.226=1.102

Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки по ширине колеса

K_Hβ =1+ (K

– 1) K_w,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл.9.1 в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5 (u + 1)=0.5•0.4 (3.15 + 1) =0.9

K = 1.031,

K_Hβ =1 + (1.031 – 1) 0.226 =1.007.

Динамический коэффициент определим  по табл.10.1 [1]

K_НV= 1.03.

Окончательно получим

K_H=1.102•1.007•1.03= 1.143

Расчетные контактные напряжения

 

= =544.7 МПа,

 

 Рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет недогрузки выполним  по формуле 

=100 =100 =14.8 % ,

 = 14.8% < 15 % .

Проверка изгибной прочности  зубьев

 

Условия изгибной прочности передачи имеют вид s_Fj s_FPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

,

где Y_Fj - коэффициенты формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

- коэффициент, учитывающий перекрытие  зубьев

Y_b - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность

Y_F1 = 3,47 +

Где Z_Vj=

- эквивалентное число зубьев

Z_V1= =40

Z_V2= =126

Y_F1 = 3.47 + =3.8,

Y_F2  = 3.47 + =3.57.

Коэффициент формы зуба при изгибе:

K_F =K_Fα K_Fβ K_FV

Для определения  составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки между зубьями 

K_Fα =1+А(n_ст – 5) для непрямозубой передачи.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fβ = 0.18 + 0.82K =0.18 + 0.82·1.031=1.026

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV = 1+ 1.5(K_HV – 1)= 1 +  1.5 ( 1.03 – 1) = 1.044

K_F =K_Fα K_Fβ K_FV=1.45·1.026·1.044=1.55

Y_β= =0.89>0.7

Y_α=

Коэффициент торцевого перекрытия можно определить по формуле

_{=[1.88-3.2( )] cosβ =[1.88 – 3.2( 1/38 ±1/119)]∙0.981}

_=1.74

 

Тогда

=3.8∙0.89∙0.57 =151.6 МПа

Напряжение изгиба в зубьях колеса

= =153.6 МПа.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку

s_F1 s_FP1 и  s_F2 s_FP2

151.6< 203.1    и 153.6<214.1

 

2.5.Силы в зацеплении

 

Окружная сила F_t = = =7023 Н

Распорная сила F_r = F_t = 2605Н

Осевая сила в косозубых передачах F_а = F_t tg =1379Н

 

3. Расчет клиноременной  передачи

Исходные данные.

Крутящий момент на ведущем шкиве                  Т₁ =  141.6 Н•м

Частота вращения ведущего шкива                       n₁= 731.3 мин^-1

Передаточное число                                                u= 2

Относительное скольжение                                   = 0.015

Тип нагрузки -                                                         переменная

Число смен работы передачи в течение  суток     n_c= 2

 

Расчет передачи

1. Выбор ремня

По величине крутящего момента  на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3) [1]:

тип сечения -  В;

площадь поперечного сечения  A= 138          мм²;

ширина нейтрального слоя        b_p= 14        мм;

масса погонного метра ремня    q_m= 0.18      кг/м.

2. Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим  по формуле (1.3) [1]:

d₁=40 = 210 мм

Округлим d₁ до ближайшего значения из ряда на с. 77 [1]: d₁= 224 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d₂=u d₁= 2∙(1-0.015)∙224= 441.28 мм

После округления получим: d₂= 450 мм.

3. Фактическое передаточное число

u_ф= = =2.04

4. Предварительное значение межосевого  расстояния

= 0.8 (d₁+d₂) = 0.8∙(224+450)=539 мм.

5. Длина ремня

L = 2 +0.5 (d₁+d₂)+

L = 2∙539+0.5 (224+450)+ =2238 мм.

Округлим до ближайшего числа из ряда на с.77 [1]:

L= 2240 мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0.25(L-W+ )

= 0.25(2240-1058.18+ )=579.63 мм.

 

где W = 0.5 (d₁+d₂)= 0.5π∙(224+450)=1058.18 мм.

Y = 2 (d₂-d₁)²= 2(450-224) ² =102152 мм²

6. Угол обхвата на  ведущем шкиве

= -57. = -57. =157.66°

7. Скорость ремня 

V =

= = 8.58 м/с

8. Окружное усилие  равно 

F_t = = = 1.26 кН

9. Частота пробегов  ремня 

= = =3.83  1/с

10. Коэффициент, учитывающий  влияние передаточного числа  на напряжения изгиба в ремне.

C_u=1.14-

=1.14- = 1.13

11. Приведенное полезное  напряжение для ремней нормального  сечения

= - -0.001V²= - -0.001∙8.58²=4.09  Мпа

12. Допускаемое полезное напряжение

[

] = C C_p=4.09∙0.9417∙0.75=2.89 Мпа

где C - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C

= 1-0.44 ln =1-0.44 ln = 0.9417

C_p - коэффициент режима работы.

C_p = C_н-0.1(n_c-1)= 0.85-0.1(2-1)= 0.75

C_н- коэффициент нагружения, C_н= 0.85

13. Расчетное число ремней 

Z= = =  4

где С_z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 3.3) [1], предварительно приняли С_z=0.9.

14. Сила предварительного натяжения  одного ремня

S₀ = 0.75

+ q_mV²

S₀ =0.75

+ 0.18∙8.58²= 0.35 кН

 

15. Сила, нагружающая валы передачи,

F_b = 2 S₀ Z sin

= 2 ∙0.35∙ 4∙sin = 2.74 кН

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Ориентировочный расчет  валов. Первый этап эскизной компоновки.

4.1 Проектирование тихоходного вала

 

Расчет выполняется  на кручение по пониженным допускаемым  напряжениям [ ]=15 МПа, для вала из стали 45. Ориентировочно определим диаметр вала, мм

d₁= = =55 мм

где Т – крутящий момент в опасном сечении вала, T= 822.84 Н·м

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.86[1]:                                                                                                                       d₁=55 мм.

Длина хвостовика выбирается из диапазона l=(1.5…2)d =(1.5…2)55=(82.5…110) и также округляют по ряду на с.86[1], примем

                                      l₁ = 100 мм.

Участок  вала с номером 2 предназначен для взаимодействия с  уплотнением:

d₂ = d₁ + 5 = 55 + 5 = 60 мм.

Участок  вала с номером 3 предназначен для установки подшипника:

d₃ = d₁ + 10 = 55 + 10 = 65 мм.

Участок с номером 4  предназначен для установки зубчатого колеса :

d₄ = d₃ + 5 = 65 + 5 = 70 мм.

Участки 5 и 6 являются буртиками для  осевой фиксации  соответственно зубчатого колеса и подшипника:

d₅  = d₄  + (3…4) С₃ = 85 мм,

d₆  =65 мм.

B – ширина подшипника тихоходного вала;

d_зп - диаметр заплечика подшипника, определяется по диаметру d из табл.5 [2].

d_зп =75 мм

  Выберем пару подшипников  для тихоходного вала легкой серии,

обозначение – 213; В = 23 мм ; d_зп  = 75 мм, D = 120 мм (D – наружный диаметр). 

Длину хвостовика выбирают в диапазоне  l₁ =(1.5…2) d_1, и округляют до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69.

l₁ =100 мм

Длина участка l₂ определяется по формуле

l₂ = L₂ – B – n +L_k + y,

где n – расстояние от торца подшипника до внутренней поверхности стенки корпуса,  n = 7 мм,

L_k - величина, зависящая от толщин опорной поверхности крышки подшипника, шайбы пружинной и высоты головки болта крепления крышки к корпусу, значения параметров, при D >105 мм  – L_k = 22 мм.

  

Размеры участков тихоходного вала

№ участка	Диаметр, мм	Длина, мм
1	d1 =55	l1 =100
2	d2 =60	l2 =60
3	d3 =65	l3 =53
4	d4 =70	l4 =82
5	d5 =85	l5 =7
6	d6 =65	l6 =46

 

 

 

 

4.2. Проектирование быстроходного  вала

 

    Быстроходный вал имеет  также ступенчатую форму и  состоит из семи участков. Передаточное  число зубчатой передачи  и=4, поэтому быстроходный вал выполняют в виде вал – шестерни.

    Диаметр хвостовика вала  ориентировочно определяют из  расчета вала на кручение по  пониженным  допускаемым напряжениям

           

d=

= = 40мм, 

   Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.86[1]:                                                                                                                       d=40 мм.

Выберем пару подшипников  для ,быстроходного вала средней серии,

обозначение – 310; В = 27 мм ; d = 40 мм, D = 110 мм (D – наружный диаметр). 

 

  Длину хвостовика рассчитываем  по формуле l₁  =1.5 d₁   =1.5∙40 = 64 мм.

     Участок  вала с  номером 2 предназначен для взаимодействия  с уплотнением:

  d₂=  45 мм;

             l₂ = L₂ – B – n +L_k + y,

             l₂=67 мм, где

n – расстояние от торца подшипника до внутренней поверхности стенки корпуса, n = 7 мм;