Содержание
1. Задание по курсовому проектированию...........................................3
2. Введение..............................................................................................4
3. Расчет ременной передачи.................................................................6
4. Расчет редуктора.................................................................................8
5. Расчет валов
а) Быстроходный вал.........................................................................12
б) Тихоходный вал.............................................................................18
6. Выбор подшипников..........................................................................23
7. Выбор шпонок....................................................................................26

1.Задание по курсовому проектированию.
Разработать редуктор для передачи крутящего момента от электродвигателя к рабочей машине через муфту и клиноременную передачу.
Тип электродвигателя RA160L4;
Мощность двигателя Р_дв = 15кВт;
Число оборотов в минуту n_дв = 1460 об/мин;
Тип ременной передачи – клиноременная,
Редуктор – цилиндрический косозубый;
Передаточное число ременной передачи U_рем = 2,8;
Передаточное число редуктора U_ред = 5,6;
КПД редуктора  η_ред = 0,97;
КПД муфты  η_муф = 0,97;
КПД ременной передачи  η_{рем.пер}. = 0,94;
Время работы привода L = 15000 часов.
Режим работы – двухсменный.
Схема привода.
Электродвигатель асинхронный — клиноременная передача — редуктор.
Рабочая машина;
Клиноременная передача;
Редуктор;
Муфта;
Электродвигатель.

2. Введение.
Редуктором называют зубчатый, червячный или зубчато-червячный  передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости, а, следовательно, повышения вращающего момента. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называются мультипликаторами.  В редукторах обычно применяют зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением, иногда используют зацепление М.Л.Новикова.
Редуктор проектируется для привода данной машины или по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Редуктора классифицируют:
-     По виду передач – на цилиндрические с параллельными осями валов; конические с перекрещивающимися осями валов; червячные с перекрещивающимися осями валов; комбинированные конически-цилиндрические; зубчато-червячные и другие.
-     По числу пар – одноступенчатые цилиндрические с прямозубыми колесами с
u £ 7 , с косозубыми или шевронными колесами при u£10 и Р£50 кВт; одноступенчатые конические с прямыми, косыми и криволинейными зубьями при u £ 5 и Р £ 100кВт; одноступенчатые червячные при u = 8...80 и Р £ 50кВт; многоступенчатые.
Зубчатая передача, оси валов которой пересекаются, называется конической. Конические зубчатые колеса изготавливают с прямыми,  косыми и криволинейными зубьями и применяют там, где возникает необходимость передачи момента с одного вала к другому с пересекающимися осями. Конические зубчатые редуктора проектируют сравнительно небольших мощностей, так как консольное расположение шестерни на валу при значительных силах в зацеплении приводит к большим деформациям, нарушающим точность зацепления и нормальную работу передачи. Иногда применяют конические передачи, в которых шестерня расположена между опорами, а не консольно. Такая конструкция сложнее и дороже.

3.Рассчет ременной передачи.
Рассчитываем момент на ведущем валу
Т_вед = Т_эд = Р_эд∙10³ ∙30/π n_дв
Т_вед = 15∙10³∙30/π∙1460 =100 Н∙м
Выберем диаметр ведущего шкива.
Пусть D₁ = 140 мм.
Рассчитаем скорость ремня:
υ = π D₁ n_дв /60∙10³
υ = π∙140∙1460/(60∙10³) = 11 м/с
По мощности двигателя
Р_дв = 15кВт и n_дв = 1460 об/мин
Выбираем стандартный тип ремня:
тип Б;
Рассчитываем диаметр ведомого шкива:
D₂ = D₁∙ U_рем (1-ξ)
D₂ = 140∙2,8 (1-0,01) = 388 мм
Выбираем ближайшее значение из нормального ряда чисел:
D₂ = 400 мм
Рассчитываем фактическое передаточное число ременной передачи:
U_факт = D₂ / D₁(1-ξ)
U_факт = 400/140(1-0,01) = 2,89
Рассчитываем межосевое расстояние:
Примем его равным D₁+D₂ = 140+400 = 540 мм.
Длина ремня:
L_р = 2 а + π (D₁+D₂ )/2 + (D₂- D₁)²/4 а
L_р = 2∙540 + π/2∙(140+400) + 260²/4∙(140+400) = 1959,53 мм
Выбираем ближайшее из нормального ряда чисел:
L_р = 2000 мм
Тогда уточняем межосевое расстояние по стандартной длине:
а = (2L - π (D₁+D₂ ) + [(2L - π (D₁+D₂ ))² – 8(D₂- D₁)²]^1/2)/8
а = (2∙ 2000 – 3,14(140+400) + [(2∙2000 – 3,14 (140+400))² – 8(140+400)²]^1/2)/8 = 540,24 мм=
= 540 мм
Определяем угол обхвата ремня:
α = 180 – (D₁-D₂) ∙ 57°/a
α = 180 – 260∙ 57°/540 = 152,56° ≈ 150°. Значит, коэффициент угла обхвата, соответствующий углу обхвата равному  150° Сα = 0,92
Коэффициент, учитывающий длину ремня:
L_р/ L₀ = 2000/2240 = 0,89 è C_L = 0,98
Коэффициент режима работы при двусменном режиме работы:
С_реж = 1,38
Мощность, передаваемая при стандартных условиях ремнем Б, длиной
L₀ = 2240 мм  P₀ = 2,90 кВт.
Допустимая нагрузка на ремень:
Р_допуст = Р₀ Сα С_L/ С_реж
Р_допуст = 2,90∙ 0,92∙0,98/1,38 = 1,9 кВт
Определение числа ремней:
Z = Р_дв/Р_допуск С_z,
где С_z = 0,9
Z = 15/1,9 ∙0,9 = 8,7.
Берем Z = 9
Усилие, действующее со стороны ременной передачи
F_P = 1,7 ∙ Р_дв∙10³∙С_реж∙sin(α_рем/2)/ υ_ремня ∙ С_α∙С_z = 3635 Н,
где
Р_дв = 15 кВт
С_реж = 1,38
α_рем = 152,56˚
υ_ремня = 11 м/с
С_α = 0,95
С_z = 0,9
Проверочный расчет:

4. Расчет редуктора.

Сталь 40Х. Термообработка. Улучшенная.
Шестерня	НВ1 = 270 НВ	σв = 900н/мм2,	σг =750 н/мм2
Колесо	НВ2 = 240 НВ	σв = 780н/мм2,	σг =540 н/мм2

Выбираем сталь:
   
Определяем число оборотов валов:
Ведущий вал:
n₁ = n_дв/U_рем
n₁ = 1460/2,8 = 505 об/мин
Ведомый вал:
n₂ = n₁/U_ред
n₂ = 505/5,6 = 90 об/мин
Определяем базовое число циклов:
N_НО1 = 30∙ НВ₁^2,4
N_НО2 = 30∙ НВ₂^2,4
N_НО1 = 30∙ 270^2,4 = 20∙10⁶ циклов
N_НО2 = 30∙240^2,4 = 15∙10⁶ циклов
Предельное напряжение при базовом числе циклов:
σ_нlimb1 = 2∙НВ₁ + 70
σ_нlimb2 = 2∙НВ₂ + 70
σ_нlimb1 = 2∙270 + 70 = 610 н/мм²
σ_нlimb2 = 2∙240 + 70 = 550 н/мм²
Число циклов нагружения:
N_НЕ1 = 60∙ n₁∙L₁
N_НЕ2 = _НЕ1/ U_ред
N_НЕ1 = 60∙ n₁∙L₁ = 60∙505∙15000 = 60,6∙10⁶ циклов
N_НЕ2 = N_НЕ1/ U_ред = 60,6/5,6 = 10,8∙10⁶ циклов
Коэффициент долговечности:
К_HL = 1, т.к. N_НЕ > N_НО
Предельное напряжение:
σ_нlim1 = σ_нlimb1∙ К_HL
σ_нlim2 = σ_нlimb2∙ К_HL  ∙
σ_нlim1 = 610∙1 = 610 н/мм²
σ_нlim2 = 550∙1 = 550 н/мм²
Допускаемое напряжение:
σ_НР1 = 0,9 ∙ σ_нlim1/ Sн
σ_НР2 = 0,9 ∙ σ_нlim2/ Sн
σ_НР = 0,45 (σ_НР1 + σ_НР2)
σ_НРmin = σ_НР2
σ_НР1 = 0,9∙610/1,1 = 499,1 ≈ 500 Н∙м
σ_НР2 = 0,9∙550/1,1 = 450 Н∙м
σ_НР = 0,45 (500 + 450) = 225,45 Н∙м
σ_НРmin = σ_НР2 = 450 Н∙м
Рассчитываем межцентровое расстояние зубчатой передачи:
а_w = Ка (U_ред + 1) [Т₁ К_нβ/ψ_ваU_ред σ_НР²]^1/3
Ка = 430 – коэффициент межцентрового расстояния
Т₁ = 270 Н∙м
ψ_ва = ψ_вd ∙2/(U_ред + 1) – коэффициент отношения ширины зуба к межцентровому расстоянию.
ψ_вd = 1 К_нβ = 1,05 – коэффициент отношения ширины зуба к диаметру.
Тогда, следовательно,
ψ_ва = 0,303
а_w = 430 (5,6 + 1) [270∙ 1,05/(0,303∙5,6∙450²)]^1/3 = 266,18 мм
Выбираем из нормального ряда чисел по ГОСТ 2144 – 76:
а_w = 315 мм
а_w = (Z₁+Z₂)m_n/2 cosβ
Примем β = 10°
Определяем модуль зацепления
m_n= 2 а_w cosβ/Z₁ (1+U_ред)
Определяем числа и угол наклона зубьев, предварительно задав угол наклона
Примем β = 10°
Возьмем Z₁ = 20 зубьев.
Тогда
m_n= 2∙315 cos10/(20∙ (1+5,6)) = 4,7 мм
Выбираем из нормального ряда чисел для модуля зацепления, беря меньший по значению:
m_n= 4,5 мм                                                  
Найдем суммарное число зубьев
(Z₁+Z₂) = 2 а_w cosβ/ m_n
(Z₁+Z₂) = 2 315 cos10/ 4,5 = 138 зубьев   
Тогда:
Z₁ = (Z₁+Z₂)/ (1+U_ред)
Z₂ = (Z₁+Z₂) - Z₁
Z₁ = 138/ (1+5,6) = 21                         
Z₂ = 138 – 21 = 117 зубьев.
Найдем фактическое передаточное число редуктора:
U_{ред. факт} = Z₂/ Z₁ = 117/21 = 5,57
U_{ред. факт} = 117/21 = 5,57                  
Найдем косинус угла наклона зубьев:
Cosβ = (Z₁+Z₂)m_n / 2 а_w
Cosβ = 138∙4,5 / 2∙315= 0,9857             
Считаем:
d₁ = m_n Z₁/ cosβ                                     
d₂ = m_n Z₂/ cosβ
d₁ = 4,5∙21/ 0,9857 = 95,87 мм             
d₂ = 4,5∙117/ 0,9857 = 534,13 мм
Проверка:
d₁ + d₂ = 95,87+534,13 = 630 мм = 2 а_w . Верно.
Тогда ширина колес:
b₂ = ψ_ва а_w
b₁ = b₂ + (2..4) m_n
b₂ = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм
b₁ = 95 + 2 ∙ 4,5 = 104 мм
Проверка:
b₂ ∙ sinβ≥4m_n
95 ∙ sinβ≥4∙4,5
16,800≥18
Неверно. Следовательно, нужно изменить m_n или угол β.
Возьмем m_n=4,0 мм
Найдем суммарное число зубьев:
(Z₁+Z₂) = 2 а_w cosβ/ m_n
(Z₁+Z₂) = 2 315 cos10/ 4,0 = 155 зубьев   
Тогда:
Z₁ = (Z₁+Z₂)/ (1+U_ред)
Z₂ = (Z₁+Z₂) - Z₁
Z₁ = 155/ (1+5,6) = 23 зуба
Z₂ = 155-23 = 132 зуба
Найдем фактическое передаточное число редуктора:
U_{ред. факт} = Z₂/ Z₁
U_{ред. факт} =132/23 = 5,74
Найдем косинус угла наклона зубьев:
Cosβ = (Z₁+Z₂)m_n / 2 а_w
Cosβ = 155∙4,0/ 2∙315= 0,9841;
Тогда:
β = 10,23˚
Считаем:
d₁ = m_n Z₁/ cosβ
d₂ = m_n Z₂/ cosβ
d₁ = 4,0∙23/ 0,9841=  93,48 мм
d₂ = 4,0∙132/0,9841=  536,52 мм
Проверка: d₁ + d₂ = 93,48+536,52 = 630 мм = 2 а_w . Верно.
Тогда ширина колес:
b₂ = ψ_ва а_w
b₁ = b₂ + (2..4) m_n
b₂ = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм
b₁ = 95 + 2∙4,0 = 103 мм ≈ 100 мм
Проверка:
b₂ ∙ sinβ≥4m_n
95∙sinβ≥4∙4
16,873≥16 Верно.
Определяем диаметры вершин зубьев d_a и впадин d_f зубчатых колес:
d_a = d + 2∙ m_n
d_f = d – 2,5∙ m_n
d_a1 =93 + 2∙ 4 = 101 мм
d_a2 = 537 + 2∙ 4 = 545 мм
d_f1 = 93 – 2,5∙ 4 = 83 мм
d_f2 = 537 – 2,5∙ 4 = 527 мм

5. Расчет валов:
5.1 Быстроходный вал.

Так как d_f1 = 83 мм –  принимаем вал-шестерню.
Момент на ведущем валу:
Т₁ = Т_дв∙ U_факт∙ η_{рем.пер}
Т₁ = 100∙2,89∙0,94 = 271,66 Н м ≈ 270 Н∙м
Проведем подборку диаметров составляющих вала:
d = (T₁∙10³/0,2[τ])^1/3
d = (270∙10³/0,2∙10)^1/3 = 51,3 мм.
Выбираем из стандартного ряда чисел:
d = 50 мм
d₁ = d₁+ (4..5) мм = 55 мм
d_п ≥ d₂+ (4..5) мм = 60 мм
d₂ = d_п+ 5 мм = 65 мм
d₄ = d₃+ (6..10) мм = 75 мм
Проведем подборку длин составляющих вала:
L₀ = (1,6..2) d = 100 мм
L₁ = 20..25 мм = 25 мм
L_п ≈ 0,5 d_п = 30 мм
L₂ = 10..12 мм = 12 мм
L₃ = b₂ = 95 мм
L₄ = L₂ = 12 мм
L₅ = L₁ = 25 мм
Тогда:
L = 149 мм
а = 90 мм
Расчет зубчатой пары: (Расчет вала на прочность)
Окружная сила
F_t = 2T₁∙10³/d₁
F_t = 2∙270∙10³/55 = 9818 Н
Осевое усилие
F_a = F_t ∙ tg β
F_a = 9818 ∙ tg 10,23 = 1771 Н
Радиальная нагрузка
F_r = F_t ∙ tg α / cosβ
F_r = 1771∙tg20/cos10,23 = 655 Н
Рассчитываем число оборотов первого (быстроходного) вала редуктора:
n_{вед (быстроходный вал редуктора)} = n_дв/ U_факт
n_{вед (быстроходный вал редуктора)} = 1460/2,89 = 505 об/мин
Построение эпюр:
            
                              
 

                   
           l
             
                                              
R^b_A = 0,5∙ F_r + F_a∙d₁/2L
R^b_B = 0,5∙ F_r - F_a∙d₁/2L
R^b_A = 0,5∙655 + 1771∙50/2∙149 = 333,44 Н
R^b_B = 0,5∙655 – 1771∙50/2∙149 = 321,56 Н
Проверка: R^b_A + R^b_B - F_r = 0
         333,44+321,56 – 655 = 0                   Верно.
М₁ = R^b_A∙ L/2
М = R^b_B ∙ L/2
М₁ = 333,44∙149/2∙1000 = 24,84 Н∙м
М = 321,56∙149/2∙1000 = 23,96 Н∙м
М₁ = 333,44∙149/2∙1000 = 24,84 Н∙м
М = 321,56∙149/2∙1000 = 23,96 Н∙м
 

                                  
                       
                          
R^Г_А = R^Г_В = 0,5∙F_t
М₂ = F_t∙ L/4
R^Г_А = R^Г_В = 0,5∙ 9818 = 4909 H
М₂ = 9818∙149/4∙1000 = 365,72 Н∙м
Проверка: R^Г_А + R^Г_В - F_t = 0
            4909 + 4909 – 9818 = 0                  Верно.
 

                            
 

          а    
 

R_AP = F_P∙ (L + a)/L
R_BP = F_P∙ a/L
M_P = F_P∙ a
R_AP = 3635∙ (149 + 90)/149 = 5831 H
R_BP = 3635∙ 90/149 = 2196 H
M_P = 3635∙90/1000 = 327,15 Н∙м
Рассчитаем общий момент:
M_ОБЩ = [(M₁)² + (M₂)²]^1/2
M_ОБЩ = [(24,84)² + (365,72)²]^1/2 = 366,56 Н∙м

Проверочный расчет  ведущего вала.
Сталь 40х улучшенная.
Шестерня НВ₁ = 270 НВ σ_в = 900н/мм², σ_г =750 н/мм²
Колесо      НВ₂ = 240 НВ σ_в = 780н/мм², σ_г =540 н/мм²
Коэффициент запаса для нормальных напряжений:
n_σ = σ_-1/(K_σp∙ σ_a + ψ_σ∙ σ_m),
где  σ_-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ_-1­ = 410 МПа
σ_a – амплитуда номинальных напряжений изгиба, σ_a ≈ М_ОБЩ/0,1d_п³ = 64,1 МПа
σ_m – среднее значение номинального напряжения,  σ_m = 0.
K_σp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,5
Тогда:
n_σ = 410/(3,5∙ 64,1) = 1,83
Коэффициент запаса для касательных напряжений:
n_τ = τ_-1/(K_τp∙ τ_a + ψ_τ∙ τ_m),
где  τ _-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ _-1­ = 240 МПа
τ_a – амплитуда номинальных напряжений кручения,
τ_m – среднее значение номинальных напряжений, τ_a = τ_m = 1/2∙τ = 10,1
K_τp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,5
ψ_τ = 0,1
Тогда:
n_τ = 240/(2,5∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,21
Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:
n = n_σ ∙ n_τ /[ (n_σ)² + (n_τ)²]^1/2  
n = 1,83∙9,21 /[1,83² + 9,21²]^1/2 = 1,81             
Проверка соблюдения условия прочности:
n_min ≥ [n], где [n] = 1,5..3,5
1,81≥ 1,5
5.2 Тихоходный вал.

Проведем подборку диаметров составляющих вала:
Момент на тихоходном валу:
T₂ = T₁∙U_ред∙η_ред = 270∙5,6∙0,97 =  1466,64 Н∙м ≈ 1500 Н∙м 
d = (T₂∙10³/0,2[τ])^1/3 = (1500∙10³/0,2∙20)^1/3 = 72,1 мм.
Выбираем из стандартного ряда чисел:
d = 71 мм
d₁ = d₁+ (4..5) мм = 75 мм
d_п ≥ d₂+ (4..5) мм = 80 мм
d₂ = d_п+ 5 мм = 85 мм
d₃ = d₂+ 2 мм = 87 мм
d₄ = d₃+ (6..10) мм = 95 мм
Проведем подборку длин составляющих вала:
L₀ = (1,6..2) d = 142 мм
L₁ = 20..25 мм = 25 мм
L_п ≈ 0,5 d_п = 40 мм
L₂ = 10..12 мм = 12 мм
L₃ = b₁ = 100 мм
L₄ = L₂ = 12 мм
Тогда:
L = 164 мм

а = 115 мм
Окружная сила
F_t = 2T₂∙10³/d₁ = 2∙1500∙10³/71 = 40000 Н
Осевое усилие
F_a = F_t ∙ tg β = 40000 ∙ tg 10,23 = 7219 Н
Радиальная нагрузка
F_r = F_t ∙ tg α / cosβ = 40000∙tg20/cos10,23 = 14794 Н
Построение эпюр:
           
                               
 

                   
           l
             
                                              
R^b_A = 0,5∙ F_r + F_a∙d₁/2L
R^b_B = 0,5∙ F_r - F_a∙d₁/2L
R^b_A = 0,5∙14794 + 7219/2∙164 = 7419 Н
R^b_B = 0,5∙14794 – 7219/2∙164 = 7375 Н
Проверка: R^b_A + R^b_B - F_r = 0              
            7419+7375 - 14794 = 0                 Верно.
М₁ = R^b_A∙ L/2
М = R^b_B ∙ L/2
М₁ = 7419∙164/2∙1000 = 608,4 Н∙м
М = 7375∙164/2∙1000 = 604,8 Н∙м
 

                    
                       
                          
R^Г_А = R^Г_В = 0,5∙F_t
М₂ = F_t∙ L/4
R^Г_А = R^Г_В = 0,5∙ 40000 = 20000 H
М₂ = 40000∙164/4∙1000 = 1640 Н
Проверка: R^Г_А + R^Г_В - F_t = 0
        20000+20000 - 40000 = 0                  Верно.
 

                           
           а   
 

R_AM = F_M∙(L+a)/L
R_BM = F_M∙a/L
F_M = 125 (T₂)^1/3
F_M = 125∙(1500)^1/3 = 1430,9 Н
R_AM = 1430,9∙(164+115)/164 = 2434,3 Н
R_BM =1430,9∙ 115/164 = 1003,4 Н
Мм = F_M ∙ а
Мм = 1430,9∙115/1000 = 164,6 Н
Найдем общий момент:
M_ОБЩ = [(M₁)² + (M₂)²]^1/2 + 0,5∙Мм
M_ОБЩ = [(608,4)² + (1640)²]^1/2 + 0,5∙164,6 = 1831,5 Н
Проверочный расчет  ведомого вала.
Сталь 40х улучшенная.
Шестерня НВ₁ = 270 НВ σ_в = 900н/мм², σ_г =750 н/мм²
Колесо НВ₂ = 240 НВ σ_в = 780н/мм², σ_г =540 н/мм²
Коэффициент запаса для нормальных напряжений:
n_σ = σ_-1/(K_σp∙ σ_a + ψ_σ∙ σ_m),
где  σ_-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ_-1­ = 410 МПа
σ_a – амплитуда номинальных напряжений изгиба, σ_a ≈ М_ОБЩ/0,1d_п³ = 1831,5/0,1∙80³ =
= 35 МПа
σ_m – среднее значение номинального напряжения,  σ_m = 0.
K_σp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,0
Тогда:
n_σ = 410/(3,0∙ 35,77) = 3,82
Коэффициент запаса для касательных напряжений:
n_τ = τ_-1/(K_τp∙ τ_a + ψ_τ∙ τ_m),
где  τ _-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ _-1­ = 240 МПа
τ_a – амплитуда номинальных напряжений кручения,
τ_m – среднее значение номинальных напряжений, τ_a = τ_m = 1/2∙τ = 10,1
K_τp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,3
ψ_τ = 0,1
Тогда:
n_τ = 240/(2,3∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,9
Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:
n = n_σ ∙ n_τ /[ (n_σ)² + (n_τ)²]^1/2  
n = 3,82∙9,9 /[3,82² + 9,9²]^1/2 = 3,56
Проверка соблюдения условия прочности:
n_min ≥ [n], где [n] = 1,5..3,5
3,56 ≥ 1,5

6.Выбор подшипников.
Так как у нас косозубая передача в редукторе, то следует выбрать шариковые радиальные подшипники, которые можно использовать при небольшой
(до 30%) свободной осевой нагрузке.
Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник №112
по ГОСТ 8338-75 для быстроходного вала.
Основные характеристики подшипника средней серии:
Наружный диаметр:
D = 130 мм;
Ширина:
b = 31 мм;
Фаска:
r = 3,5 мм
Базовая динамическая грузоподъемность:
С_r = 92,3кН;
Базовая статическая грузоподъемность:
Со_r = 48 кН;
Время работы:
L_H = 15000 ч.
Выбираем самую нагруженную опору:
R_A = [(R^Г_А)²+ (R^b_А)²]^1/2
R_B = [(R^Г_B)²+ (R^b_B)²]^1/2
R_A = [4909² + 333,44²]^1/2 = 4920,3 Н
R_B = [4909² + 321,56²]^1/2 = 4919,5 Н
Значит, самая нагруженная опора А.
F_A/ Со_r = 1771/48∙10³ = 0,036 è e = 0,22;
Так как F_A/ R_A = 1771/4920,3 = 0,36 > e = 0,22 è X = 0,56; Y = 1,99
Произведем расчет нагрузки на подшипник:
F_экв = (X∙V∙F_R + Y∙F_A) ∙ K_δ∙K_T ,где
X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки. X = 0,56
Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки. Y = 1,99
V – коэффициент, учитывающий вращения кольца по отношению к нагрузке. V = 1.
K_δ – коэффициент безопасности. K_δ = 1,3
K_T – температурный коэффициент. K_T = 1.
F_экв = (0,56 ∙1,99 ∙ 4920,3 + 1,99 ∙ 1771) ∙1,3∙1 =11709,7 Н
Определяем базовый расчет ресурса подшипника L_H:
L_H = 10⁶∙[C_r/ F_экв]³/60∙n₁
n₁ = n_дв/U_рем = 1460/2,8 =  505 об/мин
L_H = 10⁶∙[92300/ 11709,7]³/60∙505 = 16163,1 ч.
Этот ресурс нас удовлетворяет, значит, оставляем этот подшипник.
Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник №216 по ГОСТ 8338-75 для тихоходного вала.
Основные характеристики подшипника легкой серии: Основные характеристики подшипника средней серии:
Наружный диаметр:
D = 140 мм;
Ширина:
b = 26 мм;
Фаска:
r = 3 мм
Базовая динамическая грузоподъемность:
С_r = 57,0 кН;
Базовая статическая грузоподъемность:
Со_r = 45,4 кН;
Время работы:
L_H = 15000 ч.
Выбираем самую нагруженную опору:
R_A = [(R^Г_А)²+ (R^b_А)²]^1/2
R_B = [(R^Г_B)²+ (R^b_B)²]^1/2
R_A = [20000² + 7419²]^1/2 = 21332 Н
R_B = [20000² + 7375²]^1/2 = 21316 Н
Значит, самая нагруженная опора А.
F_A/ Со_r = 7219/45,4∙10³ = 0,15 è e = 0,32;
Так как F_A/ R_A = 7219/21322 = 0,36 > e = 0,32 è X = 0,56; Y = 1,31
Произведем расчет нагрузки на подшипник:
F_экв = (X∙V∙F_R + Y∙F_A) ∙ K_δ∙K_T ,где
X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки. X = 0,56
Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки. Y = 1,31
V – коэффициент, учитывающий вращения кольца по отношению к нагрузке. V = 1.
K_δ – коэффициент безопасности. K_δ = 1,3
K_T – температурный коэффициент. K_T = 1.
F_экв = (0,56 ∙1,31 ∙ 14794 + 1,31 ∙7219) ∙1,3∙1 =26402 Н
Определяем базовый расчет ресурса подшипника L_H:
L_H = 10⁶∙[C_r/ F_экв]³/60∙n₁
n₂ = n₁/U_ред = 505/5,6=  90 об/мин
L_H = 10⁶∙[57000/ 26402]³/60∙90 = 16352,2 ч.
Этот ресурс нас удовлетворяет, значит, оставляем этот подшипник.
 

7.Выбор шпонки.
7.1 Быстроходный вал.
Проверяем прочность шпоночного соединения под ведомым шкивом ременной передачи  d = 50 мм
Берем шпонку призматическую:
Сталь 60
b = 16 мм – ширина шпонки
L_ш = 45..180 мм.- рабочая длина
h = 10 мм – высота шпонки
t₁ = 6 мм – глубина погружения в вал
t₂ = 4,5 мм – высота выпирания шпонки.
Возьмем L_ш = 60 мм
Проверим шпонку на смятие:
σ_см = 2∙Т₁/(h – t₁)∙d∙L_ш ≤ [σ_см] = 100 МПа
σ_см = 2∙270∙10³/(10 – 6)∙50∙60 =  45 МПа <100 МПа
Проверяем прочность шпоночного соединения под колесом тихоходного вала
d = 87 мм.
Берем шпонку призматическую:
Сталь 60
b = 25 мм – ширина шпонки
L_ш = 70..280 мм.- рабочая длина
h = 14 мм – высота шпонки
t₁ = 9 мм – глубина погружения в вал
t₂ = 5,4 мм – высота выпирания шпонки.
Возьмем L_ш = 70 мм
Проверим шпонку на смятие:
σ_см = 2∙Т₁/(h – t₁)∙d∙L_ш ≤ [σ_см] = 100 МПа
σ_см = 2∙1500∙10³/(14 – 9)∙87∙70 =  98 МПа <100 МПа
Проверяем прочность шпоночного соединения под полумуфтой тихоходного вала d = 71 мм.
Берем шпонку призматическую:
Сталь 60
b = 20 мм – ширина шпонки
L_ш = 50..220 мм.- рабочая длина
h = 12 мм – высота шпонки
t₁ = 7,5 мм – глубина погружения в вал
t₂ = 4,9 мм – высота выпирания шпонки.
Возьмем L_ш = 100 мм
Проверим шпонку на смятие:
σ_см = 2∙Т₁/(h – t₁)∙d∙L_ш ≤ [σ_см] = 100 МПа
σ_см = 2∙1500∙10³/(12 – 7,5)∙71∙100 =  93,8 МПа <100 МПа
Выбранные нами шпонки проверены на смятие. Все они удовлетворяют нас.
Результирующая таблица выбранных шпонок:

Шпонка	b	h	L	t1	t2
Под колесом	25	14	70	9	5,4
Под муфтой	20	12	100	7,5	4,9
Под рем.пер.	16	10	60	6	4,5

12. Список литературы:
1. Чернилевский Д.В.
Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. – М.: Высшая школа, 1980 г.
2. Дунаев  П.Ф., Леликов О.П.
Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для вузов.  М.: Высшая школа, 1985 г.
3. Иванов М.И.
Детали машин: Учеб. Для студентов высших технических учебных заведений. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991 г.