Содержание
Техническое задание
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2. Расчет конической зубчатой передачи
2.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения
2.2 Определение параметров конической зубчатой передачи
3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения
3.2 Определение основных параметров цилиндрической передачи
3.3 Геометрический расчет цилиндрической передачи
3.4 Силы в зацеплении цилиндрических передач
4. Расчет цепной передачи
5 Ориентировочный расчет валов
6. Приближенный расчет валов
7. Подбор подшипников качения
7.1 Подбор подшипников для вала I
7.2 Подбор подшипников для вала II
7.3 Подбор подшипников для вала III
8. Конструирование элементов редуктора
8.1 Конструирование зубчатых колес
8.2 Конструирование звездочек цепной передачи
8.3 Конструирование элементов корпуса
9. Подбор и проверка шпонок
10. Выбор посадок
11. Выбор муфты
12. Уточненный расчет валов
13. Выбор смазки
14. Порядок сборки и разборки редуктора
Список литературы
Техническое задание
В данной работе спроектирован привод ленточного транспортера по следующими исходными данными :
Окружное усилие на барабане: Fr = 14 кН;
Скорость ленты: V= 0,3 м/с;
Диаметр барабана: D= 350 мм;
Ширина ленты: В = 500 мм;
Тип цепной передачи: Роликовая;
Коэффициент годовой нагрузки: кгод = 0,6;
Коэффициент суточного использования: ксут = 0,6;
Класс нагрузки: Н0,8;
Относительная продолжительность включения: ПВ = 0,25;
Срок службы: L = 7 лет.
Привод ленточного транспортера работает следующим образом: крутящий момент передается с вала асинхронного электродвигателя 1 на вал-шестерню I первой ступени редуктора. Далее через коническую прямозубую передачу (включающую в себя вал-шестерню 4 и колесо 5) вращающий момент передается на промежуточный вал редуктора II, на котором закреплена цилиндрическая шестерня 11 тихоходной ступени редуктора. При помощи цилиндрической передачи (включающей в себя шестерню 11 и колесо 8) вращающий момент передается на выходной вал редуктора III, приводящий во вращение звездочку 9 открытой цепной передачи, которая, в свою очередь приводит во вращение приводной барабан 13 ленточного транспортера.
Данный транспортер может быть установлен в цеху, карьере, либо на строительной площадке, где необходима постоянная подача или отвод какого-либо мелкогабаритного материала.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
В данной работе рекомендуется [2] использовать трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели единой серии 4А. Для выбора двигателя необходимо знать мощность и частоту вращения на выходном валу.
Мощность на выходном валу Рвых, кВт [2]:
Рвых = FrV (1)
гдеF –окружное усилие на барабане ( F = 14 кН);
V – скорость ленты (V =0,3 м/с).
Из соотношения (1) требуемая мощность двигателя:
P=, кВт, (2)
гдеh – полный к. п. д. привода.
h = h1×h2×h3(3)
гдеh1 – к. п. д. конической зубчатой передачи (h1 = 0,95 [1]);
h2 – к. п. д. цилиндрической зубчатой передачи (h2 = 0,95 [1]);
h3 – к. п. д. открытой цепной передачи (h3 = 0,94 [1]).
h = 0,95×0,95×0,94 = 0,857.
По формуле (2) рассчитана требуемая мощность электродвигателя:
P=4,2 / 0,857 = 4,9 кВт.
Частота вращения выходного вала [2]:
n=60V / D, об/мин,(4)
n=600,3 /(3,14 0,35)=16,37 об/мин.
Ориентировочная частота вращения вала двигателя:
n = nвых×u, об/мин(5)
гдеu – ориентировочное передаточное отношение привода.
u = u1×u2×u3,(6)
где u1 – передаточное отношение конической зубчатой передачи (u1 = 4 [1]);
u2 – передаточное отношение цилиндрической зубчатой передачи (u2= 3,55 [1]);
u3 – передаточное отношение цепной передачи (u3 = 5,6 [1]).
u = 4× 3,55× 5,6 = 79,52.
По формуле (5) определена ориентировочная частота вращения двигателя:
n = 16,37 × 79,52 = 1302 об/мин.
В соответствии с требуемой мощностью и частотой вращения по табл. 2.2. [2] выбран электродвигатель АИР 112M4/1432.
Паспортные данные двигателя АИР 112MA6/950:
номинальная мощность, Рном, кВт5,5
синхронная частота вращения nс, об/мин1500
номинальная частота вращения n 1432
Уточняем общее передаточное отношение привода:
u = nном/nвых,(7)
u = 1432/16,37 = 87,47.
По ГОСТ 2185-66 приняты передаточные отношения: u1 = 4; u2 = 3,55.
Уточним передаточное отношение u3:
u3===6,16.
Принято стандартное передаточное отношение u3 = 6,3.
После разбивки передаточного отношения определены мощность, частота вращения и крутящий момент на каждом валу.
Мощности на валах:
Pi = Pi-1×h,(8)
гдеPi-1 – мощность на предыдущем валу, кВт;
h – к. п. д. соответствующей передачи.
Р1 = Рном = 4,9 кВт;
Р2 = 4,9× 0,95 = 4,66 кВт;
Р3 = 4,655 × 0,95 = 4,42 кВт;
Р4 = 4,422 × 0,94 = 4,16 кВт;
Частоты вращения валов:
,(9)
гдеni-1 – частота вращения предыдущего вала, об/мин;
ui – передаточное число соответствующей ступени.
n1 = nном = 1432 об/мин;
n ==358 об/мин;
n = =100,85 об/мин;
n = =16,21 об/мин.
Крутящие моменты на валах:
Ti = Ti-1×ui×hi,(10)
Крутящий момент на валу двигателя [2]:
,(11)
T =9550 =32,67 Н×м.
Крутящие моменты на валах рассчитаны по формуле (11):
Т1 = Тном. дв = 32,67 Н×м;
Т2 = 32,67× 4× 0,95 = 124,14 Н×м;
Т3 = 124,14× 3,55× 0,95 = 418,66 Н×м;
Т4 = 418,66× 6,3× 0,94 = 2479,3 Н×м.
2. Расчет конической зубчатой передачи
Исходные данные:
– крутящий момент на валу колеса, Т2, Н×м 124,14;
– передаточное отношение, u 4;
– частота вращения вала I, n1, об/мин1432.
Рисунок 1 - Кинематическая схема конической передачи.
2.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения
При мощности двигателя 3 кВт в качестве материала зубчатых колес целесообразно применить сталь средней твердости. Для зубчатых передач принята сталь 40ХН.
Шестерня имеет большую, чем колесо частоту вращения, следовательно испытывает большие нагрузки и твердость шестерни должна быть больше твердости колеса, что достигается закалкой токами высокой частоты, колесо для снижения внутренних напряжений подвергается улучшению.
Материал колеса и шестерни представлен в табл. 1.
Таблица 1 - Материалы зубчатых колес
| Шестерня | Колесо | |
| Материал | Сталь 40 ХН | Сталь 40 ХН |
| НВ | 269-302 | 269-302 |
| HRC | 48-53 | -- -- |
Шестерня:
Допускаемое контактное напряжение sНдоп, МПа [2]:
,(12)
гдеSН – коэффициент безопасности (SН = 1,2 [2]);
– предельное контактное напряжение, МПа.
= 17HRC + 200, МПа, (13)
гдеHRC – твердость по Виккерсу (HRC = (53 + 48)/2 = 50,5).
= 17×50,5 + 200 = 1058,5 МПа.
Допускаемое контактное напряжение по формуле (12):
МПа.
Допускаемое изгибное напряжение sFдоп, МПа [2]:
,(14)
гдеSF – коэффициент безопасности (SF = 1,75 [2]);
– предельное изгибное напряжение, МПа (= 420 МПа [2]).
Допускаемое изгибное напряжение по формуле (14):
МПа.
Колесо:
Предельное контактное напряжение , МПа:
= 2НВ + 70, МПа,(15)
где НВ – твердость по Бринелю (НВ = (269+302)/2 = 285,5 МПа).
=2×285,5 + 70 = 641 МПа.
При SН = 1,1 [2], по формуле (12) получаем:
Предельное изгибное напряжение , МПа:
= 1,8×НВ,(16)
=1,8×285,5 = 513,9 МПа.
При SF = 1,75 [2] по формуле (14) получаем:
.
Расчетное допускаемое напряжение определено как меньшее из двух значений [1]:
Примем = 730 МПа.
Коэффициенты нагрузки
Шестерня:
Коэффициент долговечности:
где КНЕ – коэффициент эквивалентности (КНЕ = 0,8 [2]);
N – суммарное число циклов работы (наработка).
NHG – база контактных напряжений [2];
N = 60× tS× nб× C,(17)
где nб – частота вращения быстроходного вала (nб = 1432 об/мин);
С – число потоков мощности (С = 1 [2]).
Машинное время (ресурс):
tS× = L× (365-52-9)× кгод× 24× ксут× ПВ,(18)
гдеL – срок службы привода, год (L=7);
кгод – коэффициент годовой нагрузки (K=0,6);
ксут – коэффициент суточного использования (K=0,6);
ПВ – относительная продолжительность включения (ПВ=0,25).
Ресурс по формуле (18):
tS = 7×(365-52-9)×0,6×24×0,6×0,25 = 4596,48 ч.
Наработка по формуле (17):
N = 60× 1432×4596,48 = 3949295661,6 циклов.
Коэффициент долговечности :
K=0,8 =2,86;
Принимаем:K = 1.
Коэффициент долговечности по изгибу :
К=K, (19)
где NFG - база изгибных напряжений ( NFG=4000000 );
K- коэффициент эквивалентности по изгибу ( K=0,845 ).
K=0,845 =1,96.
Принимаем:K = 1.
Так как, при расчете шестерни коэффициенты получились максимальными, то для колеса такие расчеты проводить нецелесообразно.
Окончательно для передачи принято: K=1 и K=1.
2.2 Определение параметров конической зубчатой передачи
Внешний делительный диаметр колеса de2, мм [5]:
, (20)
гдеТ2 – вращающий момент на валу колеса, Н×м (Т2 = 124,14 Н×м);
u – передаточное отношение конической передачи (u = 4);
qН – коэффициент, учитывающий различную несущую способность колес [1];
= 1,21+0,21 4 =2,05;
KHa – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии (KHa = 1,08 [2]);
KHb – коэффициент концентрации нагрузки (KHb = 1,13 [2]);
KHu – коэффициент динамической нагрузки (KHu = 1,04 [2]).
КНД – коэффициент долговечности.
Внешний делительный диаметр колеса по формуле (20):
d=165 = 137,4 мм.
В соответствии с [6] принято ближайшее стандартное значение de2 = 140 мм.
Принимаем число зубьев шестерни z1 = 25 [1].
Число зубьев колеса:
z2 = z1× u (21)
z2 = 25× 4 = 100.
Стандартное число зубьев колеса z2 = 100 [2].
Фактическое передаточное число:
uф = z2/z1,(22)
uф = 100/25 = 4.
Отклонение передаточного числа от заданного [2]:
,(23)
< 4 %.
Внешний торцовый модуль mte [1]:
mte = de2/z2,(24)
mte = 140/100 = 1,4 мм.
Внешнее конусное расстояние:
,(25)
R= =72,15 мм.
Ширина венца колеса и шестерни:
b = 0,285× Re,(26)
b = 0,285×72,15 = 20,5 мм.
Принимаем b = 21 мм [2].
Угол при вершине делительного конуса:
d 1= arctg(z1/z2),(27)
d 1= arctg(25/100) = 15,6°.
d 2= 90 - d 1,(28)
d 2= 90 - 15,6 = 74,4°.
Средний торцовый модуль mtm [1]:
mtm = mte - (b×sind 1)/z1,(29)
mtm = 1,4 - (21× sin15,6°)/25 = 1,17 мм.
Среднее конусное расстояние Rm [1]:
Rm = Re - 0,5×b,(30)
Rm = 72,15 - 0,5× 21 = 61,65 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни [2]:
de1 = mte×z1,(31)
de1 = 1,4 × 25 = 35 мм.
Средние делительные диаметры [5]:
dm = mtm×z,(32)
dm1 = 1,17× 25 = 29,25 мм;
dm2 = 1,17× 100 = 117 мм;
Внешние диаметры вершин [5]:
dae = de + 2×cosbm×mte×cosd,(33)
гдеbm – угол наклона линии зуба по среднему сечению (bm =0 [2]).
dae1 = 35 + 2×1,4×cos15,6° = 37,7 мм;
dae2 = 140 + 2×1,4×cos74,4° = 140,75 мм.
Внешние диаметры впадин [5]:
dfe = de - 2×(cosbm + 0,2)×mte×cosd,(34)
dfe1 = 40 - 2×1,2×1,4× cos15,6° = 36,46 мм;
dfe2 = 140 - 2×1,2×1,4× cos74,4° = 139 мм.
Внешняя высота зуба [5]:
ha = 2×(cosbm + 0,2)×mte,(35)
he = 2×1,2×1,4 = 3,36.
Окружная толщина зуба по внешней делительной окружности [5]:
Ste = 0,5×p×mte,(36)
Ste = 0,5×3,14×1,4 = 2,2 мм.
Угол ножки зубьев [5]:
qf =,(37)
qf =arctg = 0,3°.
Углы конусов впадин [5]:
df = d - qf,(38)
df1 = 15,6° - 0,3 = 15,3°;
df2 =74,4°- 0,3 = 74,1°.
Расчетное базовое расстояние [5]:
B1 =0,5×de2 - cosbm×mte×sind1,(39)
B2 =0,5×de1 - cosbm×mte×sind2,(40)
По формулам (39) и (40):
B1 =0,5×140 - 1,4×sin15,6° = 79,6 мм;
B2 =0,5×35 - 1,4×sin74,4° = 16,15 мм.
Окружная скорость колес [5]:
,(41)
==2,19/с.
Контактное напряжение sн, МПа [2]:
,(42)
= = 709,6МПа,
Контактное напряжение достаточно: .
Биэквивалентные числа зубьев [2]:
,(43)
z= = 25,96;
z= = 371,86.
Коэффициенты формы зубьев [5]:
,(44)
Y= =3,975;
Y= =3,687.
Напряжение изгиба [2]:
,(45)
где Ft – окружная сила, Н;
qF – коэффициент, учитывающий различную несущую способность колес (qF = 2,05 [1]);
KFД – коэффициент долговечности (KFД = 1 [2]);
KF – коэффициент нагрузки.
KF = KFa×KFb×KFu,(46)
гдеKFa – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии (KFa = 1,08 [2]);
KFb – коэффициент концентрации нагрузки (KFb = 1,13 [2]);
KFu – коэффициент динамической нагрузки (KFu = 1,04 [2]).
По формуле (46):
KF = 1,08×1,13×1,04 = 1,269.
,(47)
F= = 2069 Н;
По формуле (45):
= = 188 МПа.
Радиальное усилие на шестерне, равное осевому усилию на колесе [5]:
Fr1 = Fa2 =Ft×(tga×cosd1),(48)
гдеa - угол профиля (a = 20° [5]).
Осевое усилие на шестерне, равное радиальному усилию на колесе [5]:
Fa1 =Fr2 = Ft×(tga×sind1),(49)
По формуле (48):
Fr1 = Fa2 =2069(tg20°×cos15,6°) = 725,3 Н.
Fr2=Fa1 =2069(tg20°×sin15,6°) = 202,5 Н.
= = 213 МПа.
Изгибное напряжение достаточно: .
3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
Исходные данные:
– крутящий момент на валу колеса, Т3, Н×м418,66;
– передаточное отношение, u 3,55;
– частота вращения вала II, n2, об/мин358.
Рисунок 2 - Кинематическая схема цилиндрической зубчатой передачи.
3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения
Материал колеса и шестерни представлен в табл. 2.
Таблица 2 - Материалы зубчатых колес
| Шестерня | Колесо | |
| Материал | Сталь 35 ХМ | Сталь 35 ХМ |
| НВ | 269-302 | 269-302 |
| HRC | 48-53 | -- -- |
Расчет допускаемых напряжений приведен в п. 2.1.
3.2 Определение основных параметров цилиндрической передачи
Расчет параметров зубчатой передачи произведен на ЭВМ в программе ДМ – 1. Результаты расчета и исходные данные приведены в приложении 1.
Зубчатая передача рассчитана по приведенному ниже алгоритму.
Межосевое расстояние aw, мм [2]:
,(50)
где u – передаточное отношение;
К – вспомогательный численный коэффициент (К = 315);
Тр – расчетный момент, Н×мм;
[sН] – допускаемое контактное напряжение, МПа;
yа – коэффициент ширины венца [5].
Тр = Тmax× КНД× КН,(51)
где КНД – коэффициент долговечности [2];
КН – коэффициент нагрузки [2].
Полученное значение межосевого расстояния округлено до ближайшего стандартного по единому ряду главных параметров [2].
Ширина колеса b2, мм [2]:
b2 = yа× aw,(52)
Ширина шестерни b1, мм [2]:
b1 =1,12b2(53)
Полученные значения округлены до стандартных.
Контактное напряжение sН, МПа [2]:
, (54)
Коэффициент нагрузки уточнен по фактической скорости u, м/с [2]:
,(55)
где aw – межосевое расстояние, м.
Окружная сила Ft, Н [2]:
,(56)
Модуль m, мм [2]:
,(57)
где К – коэффициент (К = 5 [2]);
КFД – коэффициент долговечности по изгибу [2];
КF –коэффициент нагрузки по изгибу 2];
b – ширина зубчатого колеса, мм;
[sF] – допускаемое напряжение, МПа [2];
Полученное значение модуля округляется до ближайшего стандартного в соответствии с предпочтительным рядом модулей [2].
Суммарное число зубьев zS, [2]:
zS = z1+z2 = 2×aw/m×cosb,(58)
гдеz1 – число зубьев шестерни;
z2 – число зубьев колеса;
b – угол наклона линии зуба (b = 10).
Полученное значение округляется до ближайшего меньшего целого числа и принимается за окончательно значение zS.
Число зубьев шестерни z1 [2]:
,(59)
Округленное до ближайшего целого числа z1 принимают за окончательное значение.
Число зубьев колеса z2 [2]:
z2 = zS - z1,(60)
Фактические изгибные напряжения sF, МПа [2]:
,(61)
где YF – коэффициент формы зуба [2].
Фактические напряжения не должны превышать допускаемых больше чем на 5 %.
3.3 Геометрический расчет цилиндрической передачи
Цель геометрического расчета – определение делительных диаметров, диаметров вершин и впадин зубьев.
Для расчета необходимо знать:
– межосевое расстояние;
– числа зубьев колеса и шестерни;
– модуль.
Расчет произведен на ЭВМ, результаты приведены в соответствующих таблицах.
Алгоритм расчета:
Делительный диаметр d, мм [2]:
d = m×z/cosb,(62)
Диаметр вершин da, мм [2]:
da = d+2×m(1+x),(63)
где х – смещение.
Диаметр впадин df, мм [2]:
df = d - 2×m(1,25 - x),(64)
3.4 Силы в зацеплении цилиндрических передач
Окружная сила по формуле (60).
Осевая сила Fa, Н [2]:
Fa = Ft×tgb,(65)
Радиальная сила Fr, Н [2]:
,(66)
гдеtgan = 0,364 [2].
Нормальная сила Fn, Н [2]:
,(67)
В косозубых передачах tgb =0,176 и cosb = 0,984 [2].
Расчеты произведены на ЭВМ в программе ДМ-1 и приведены в таблицах.
4. Расчет цепной передачи
Исходные данные:
– крутящий момент на валу ведомой звездочки Т4, Н×м; 2479,3;
– передаточное отношение, u 6,3;
– частота вращения вала ведомой звездочки, n4, об/мин16.
Рисунок 3-Кинематическая схема цепной передачи.
Расчет параметров цепной передачи произведен на ЭВМ. Результаты расчета и исходные данные приведены в приложении.
Цепная передача рассчитана по приведенному ниже алгоритму.
Число зубьев ведущей звездочки [2]:
z1 =29 – 2×u,(68)
Число зубьев ведомой звездочки [2]:
z2 = z1×u,(69)
Уточняем передаточное отношение :
u = z2/z1,(70)
Определяем коэффициент Кэ [2]:
Кэ = k1×k2×k3×k4×k5×k6,(71)
гдеk1 – коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки (k1 = 1 [2]);
k2 – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния (k2 = 1 [2]);
k3 – коэффициент, отражающий влияние угла наклона линии центров к горизонту (k3 = 1 [2]);
k4 – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения (k4 = 1,25 [2]);
k5 – коэффициент, учитывающий влияние способа смазывания цепной передачи (k5 = 1,5 [2]);
k6 – коэффициент, учитывающий продолжительность работы в сутки (k6 = 1 [2]);
Кэ = 1×1×1×1,25×1,5×1 = 1,875.
Шаг цепи [2]:
,(72)
Предварительно принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление по нормам DIN 8195. [р] = 22 МПа [2]
Скорость цепи [2]:
,(73)
Расчетное давление [2]:
,(74)
Условие р[р] выполнено.
По [Табл. 10.1, 2] выбрана приводная однорядная цепь нормальной серии:
Цепь ПРЛ- 38,1 – 100 ГОСТ 13568 – 75.
Параметры цепи приведены в табл. 3.
Межосевое расстояние [2]:
a = 40×t,(75)
a = 40×50,8 = 2032 мм.
Число звеньев цепи [2]:
Lt = 2×at+0,5×zc+D2/at,(76)
zc = z1+z2,(77)
D = (z2 - z1)/2×p,(78)
По формуле (77):
zc = 18+101 = 119.
По формуле (78):
D = (101 - 18)/2×3,14 = 13,216.
По формуле (76):
Lt = 2×40+0,5×119+13,2162/40 = 143,8.
По рекомендации [2] Lt = 142.
Расчетная длина цепи [2]:
L = Lt×t,(79)
L = 142×38,1 = 5410,2 мм.
Проверка цепи по числу ударов [2]:
,(80)
=0,852с-1.
Допускаемое значение [2]:
[w] = 508/t,(81)
[w] = 508/50,8 = 10 с-1.
Условие w[w] выполнено.
Коэффициент запаса прочности цепи [2]:
,(82)
гдеFв – разрушающая нагрузка цепи (Fв = 60 кН).
Окружная сила:
,(83)
где dд1 – диаметр делительной окружности, мм.
, [2],(84)
По формуле (83):
Нагрузка от центробежных сил [2]:
Fц = m×u2,(85)
Fц = 2,6×1,052 = 2,86 Н.
Сила от провисания цепи [2]:
Ff = 9,81×kf×m×a,(86)
где kf = 6 [2].
Ff = 9,81×6×2,6×2032×10-3 = 310,97 Н.
По формуле (82):
Из [Табл. 10.2, 2] следует, что [s] ³ 8,9.
Условие s ³ [s] выполнено.
Нагрузка на вал звездочки [1]:
F = Ft+2×Ff,(87)
F = 6260+2×310,97 = 6882 Н.
Расчеты произведены на ЭВМ и сведены в таблицу 4.
5. Ориентировочный расчет валов
Исходные данные:
– крутящий момент на входном валу, Т1, Н×м32,67;
– крутящий момент на промежуточном валу, ТII, Н×м124,14;
– крутящий момент на выходном валу, ТIII, Н×м418,66.
Ориентировочный расчет валов служит для назначения диаметров валов из расчета по крутящему моменту и по касательным напряжениям.
Диаметр вала d, мм [1]:
,(88)
где Т – крутящий момент на соответствующем валу, Н×м;
tдоп – допускаемое контактное напряжение, МПа.
Расчет вала I
Ведущий вал – вал-шестерня коническо-цилиндрического редуктора проектируется ступенчатым (рисунок 4).
Рисунок 4-Ведущий вал
Диаметр хвостовика d1, мм рассчитан по формуле (88) при Т1 = 32,67 Н×м и tдоп = 25 МПа[1]:
d1= = 18,81 мм.
Диаметр d2 округлен по стандартному ряду Ra 40 по ГОСТ 6636-69, принят d2 = 20 мм.
Диаметр d2 должен быть кратным 5 (диаметр шейки вала должен быть равен внутреннему диаметру подшипника), по рекомендации [1] разность диаметров между соседними участками вала должна составлять 3…10 мм. Принят: d2 = 25 мм.
Согласно рекомендациям [1] все диаметры увеличиваются и принимаются:
d1 = 30 мм;
d2 = 35 мм.
Расчет вала II
Промежуточный вал (рисунок 5).
Рисунок 5-Промежуточный вал
Диаметр d1, мм рассчитан по формуле (88) при Т2 = 124,14 Н×м и tдоп = 15 МПа [1]:
d== 34,8 мм.
Диаметр d1 округлен по стандартному ряду Ra 40 по ГОСТ 6636-69, принят: d1 = 35 мм.
С учетом вышеупомянутых требований диаметр d2 принят: d2 = 30 мм.
Диаметр d3 принят: d3 = 40 мм.
Расчет вала III.
Выходной вал (рисунок 6).
Рисунок 6-Выходной вал
Диаметр d3, мм рассчитан по формуле (88) при Т3 = 418,66 Н×м и tдоп = 25 МПа [1]:
d== 44,02 мм.
Диаметр d3 округлен по стандартному ряду Ra 40 по ГОСТ 6636-69, принят d3 = 45 мм.
6. Приближенный расчет валов
Исходные данные:
Вал I: Ft1 = 2069 Н; Fa1 = 202,5 H; Fr1 = 725,3 Н.
Вал II: Ft2 = 2069 Н; Fr2 = 202,5 Н; Fa2 = 725,3 H; Ft1 = 3834,8 Н; Fa1 = 905,9 H;
Fr1 = 1434,3 Н.
Вал III: Ft2 = 3834,8 Н; Fa2 = 905,9 H; Fr2 = 1434,3 Н; F = 6882 Н.
Целью приближенного расчета валов является получение более достоверных результатов, чем после ориентировочного расчета валов, так как диаметр вала определяется из расчета на сложное напряженное состояние при действии крутящего и изгибающих моментов [1].
Исходными данными являются: силы, действующие на колеса, расстояния между линиями действия всех сил, диаметры колес.
Проекции реакций опор валов определяются из уравнений равновесия:
SМ1 = 0,(89)
SМ2 = 0,(90)
SY = 0,(91)
Реакция опоры по формуле [1]:
,(92)
где Rx – проекция опоры на ось Х, Н;
Ry – проекция опоры на ось Y, Н.
Эпюры изгибающих моментов построены на растянутых волокнах, при помощи данных эпюр выявляются опасные сечения, в которых определяется суммарный изгибающий момент М.
Суммарный изгибающий момент М, Н×м [1]:
,(93)
где Мx – изгибающий момент в вертикальной плоскости, Н×м;
Мy – изгибающий момент в вертикальной плоскости, Н×м.
Приведенный момент Мпр, Н×м [1]:
,(94)
где Т – крутящий момент на валу, Н×м;
a – коэффициент, учитывающий соответствие циклов касательного и нормального напряжений (a = 0,7 [1]).
Диаметр вала d, мм [1]:
,(95)
где s-1доп – допускаемое нормальное напряжение, МПа
(s-1доп = 55 МПа [1]).
Расчет вала I
Уравнение равновесия для точки 1 в горизонтальной плоскости:
SМ1y = 0.
SМ1y = R2y×0,09–Fr1×0,12+m = 0.
где m = 1,93 Н×м.
Отсюда:
.= 945,6 Н.
Уравнение равновесия для точки 1 в вертикальной плоскости:
SМ1x = R2x×0,09–Ft1×0,12 = 0.
Уравнение равновесия для точки 2 в горизонтальной плоскости:
SМ2y = R1y×0,09–Fr1×0,03+m = 0.
Уравнение равновесия для точки 2 в вертикальной плоскости:
SМ2x = R1x×0,09–Ft1×0,03 = 0.
.
Суммарный изгибающий момент определен по формуле (93) при Mx=19,8 Н м ; My=62 Н м
Приведенный момент Mпр по формуле (94) при T=32,7 Н м:
Диаметр вала по формуле (95):
.
Полученный диаметр вала меньше принятого в ориентировочном расчете.
Принимаем d1=25 мм.
Расчет вала II
Уравнение равновесия для точки 1 в горизонтальной плоскости:
SМ1y = Fr1× 0,037- Fr2× 0,112+R2y× 0,147+m2 - m1= 0.
где m1=38,3 Н × м; m2=38,9 Н × м.
Уравнение равновесия для точки 1 в вертикальной плоскости:
SМ1x = –Ft1×0,037+ Ft2×0,112+ R2x×0,147 = 0.
.
Уравнение равновесия для точки 2 в горизонтальной плоскости:
SМ2y = Fr2×0,035–Fr1×0,11 - R1y×0,147 +m2 - m1 = 0.
Уравнение равновесия для точки 2 в вертикальной плоскости:
SМ2x = –Ft2× 0,035 +Ft1× 0,11+R1x× 0,147=
.
Суммарный изгибающий момент определен по формуле (93) при Mx=88 Н м; My=37,7 Н м
Приведенный момент Mпр по формуле (94) при T=124,14 Н м:
Диаметр вала по формуле (95):
.
Полученный диаметр вала меньше принятого в ориентировочном расчете.
Принимаем d1=35 мм.
Расчет вала III
Уравнение равновесия для точки 1 в горизонтальной плоскости:
SМ1y = –Fr2× 0,114+R2y× 0,154 +F× 0,244 = 0.
.
Уравнение равновесия для точки 1 в вертикальной плоскости:
SМ1x = Ft2× 0,114 –R2x× 0,154+m=0.
где m=214 Н м;
.
Уравнение равновесия для точки 2 в горизонтальной плоскости:
SМ2y = –R1y× 0,154+Fr2× 0,04+F× 0,09 = 0.
.
Уравнение равновесия для точки 2 в вертикальной плоскости:
SМ2x = –Ft2×0,04+R1x×0,154+m = 0.
.
Суммарный изгибающий момент определен по формуле (93) при Mx=0 Н м; My=619 Н м
Приведенный момент Mпр по формуле (94) при T=418,7 Н м:
Диаметр вала по формуле (95):
.
Принимаем d1=50 мм.
7. Подбор подшипников качения
7.1 Подбор подшипников для вала I
Рисунок 10 – Схема установки подшипников
Исходные данные:
посадочный диаметр, d, мм 35;
радиальные нагрузки на подшипниках:
Fr1 =724 Н;
Fr2 = 2917 Н;
осевая сила на шестерне Fa = 202,5 Н;
класс нагрузкиН0,8;
ресурс привода, ч 4596,48;
частота вращения вала, n, об/мин1432;
схема установки подшипников враспор.
Для вала I принимаем однорядные конические роликоподшипники с углом контакта a = 14 ° [2].
Коэффициент осевого нагружения е [2]:
e = 1,5×tga,(96)
e = 1,5×tg 14° = 0,374.
Осевая составляющая S, Н:
S = 0,83×e×Fri,(97)
гдеFri – радиальная нагрузка соответствующей опоры, Н.
S1 = 0,83×0,374×724 = 224,7 Н;
S2 = 0,83×0,374×2917 = 906 Н.
S1 < S2, то по [8]:
Результирующие осевые нагрузки:
Fa1 = Fa + S2,(98)
Fa1 = 202,5 + 906 = 1108,5 Н.
Fa2 = S2 = 906 Н.
Проверяем величину соотношения [2].
гдеFai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;
V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).
В этом случае X = 0,4; Y = 1,6 [2].
Приведенная нагрузка:
P1 = (X×V×Fr1 + Y×Fa1)×Кб×КТ,(99)
где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
Кб – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (Кб=1,4[2]);
КТ – температурный коэффициент (КТ = 1 при t < 100 °С [2]).
P1 = (0,4×1×724 + 1,6×1108,5)×1,4×1 = 2890 Н.
0,31 < е.
В этом случае X = 1; Y = 0 [2].
Приведенная нагрузка:
P2 = V×X×Fr2×Кб×КТ,(100)
P2 = 1×1×2917×1,4×1 = 4083,8 Н.
Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре [8]:
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = КНЕ×Рi,(101)
где КНЕ – коэффициент эквивалентности (КНЕ = 0,8);
Pi – максимальная приведенная нагрузка.
Рэ = 0,8×4083,8 = 3267 Н.
Расчетный ресурс подшипника [9]:
,(102)
где n – частота вращения вала, об/мин;
Lп – ресурс подшипника, ч (принимаем Lп = 4596,48 ч, т. е. равным ресурсу привода).
= 394,92млн.об.
Потребная динамическая грузоподъемность [9]:
C = L1/p×Pэ,(103)
где р – показатель степени (р = 3,33 [9]).
С =394,921/3,33×3267= 19638 H.
По [2] принимаем для обеих опор конические однорядные роликоподшипники легкой серии 7207.
Характеристики конических однорядных роликоподшипников 7207 ГОСТ 333-79
Таблица 4
| Размеры, мм | Грузоподъемность, кН | |||||||
| d | D | T | B | c | r | r1 | C | C0 |
| 35 | 72 | 18,5 | 17 | 15 | 2 | 0,8 | 38,5 | 26,0 |
Условие СтребС:
1963638500 – условие выполняется.
7.2 Подбор подшипников для вала II
Рисунок 11- Схема установки подшипников
Исходные данные:
посадочный диаметр, d, мм 30;
радиальные нагрузки на подшипниках:
Fr1 = 2587 Н;
Fr2 = 613 Н;
осевая сила на шестернеFa1 = 905,9 Н;
класс нагрузкиН0,8;
ресурс привода, ч 4596,48;
частота вращения вала, n, об/мин358;
схема установки подшипников врастяжку.
Для вала II принимаем однорядные конические роликоподшипники с углом контакта a = 14°[2].
Коэффициент осевого нагружения е по формуле (96):
e = 1,5×tg 14° = 0,374.
Осевая составляющая S, Н по формуле (97):
S1 = 0,83×0,374×2587= 803 Н;
S2 = 0,83×0,374×613 = 190,3 Н.
S1 > S2, то по [8]:
Результирующие осевые нагрузки:
Fa1 = S1 = 803 Н.
Fa2 = Fa + S1,(104)
Fa2 =905,9 + 803 = 1709 Н.
Проверяем величину соотношения [2].
где Fai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;
V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).
0,31 < e.
В этом случае X = 1; Y = 0 [2].
Приведенная нагрузка по формуле (104):
Р1 = 1×1×2587×1,4×1 = 3621,8 Н.
> е.
В этом случае X = 0,4; Y = 1,6 [2].
Приведенная нагрузка по формуле (100):
P2 = (0,4×1×613 + 1,6×2587)×1,4×1 = 6138,2 Н.
Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре [8]:
Эквивалентная нагрузка по формуле (101):
Рэ = 0,8×6138,2 = 4910 Н.
Расчетный ресурс подшипника по формуле (102) при n = 358 об/мин :
= 98,73 млн. об.
Потребная динамическая грузоподъемность по формуле (103):
С = 98,731/3,33× 4910 = 19472,3 Н.
По [2] принимаем для обеих опор конические однорядные роликоподшипники легкой серии 7206.
Характеристики конических однорядных роликоподшипников 7206 ГОСТ 333-79
Таблица 5
| Размеры, мм | Грузоподъемность, кН | |||||||
| d, | D | T | B | c | r | r1 | C | C0 |
| 30 | 62 | 17,5 | 16 | 14 | 1,5 | 0,5 | 31,0 | 22,0 |
Условие СтребС:
19472,331000 – условие выполняется.
7.3 Подбор подшипников для вала III
Исходные данные:
посадочный диаметр, d, мм 50;
радиальные нагрузки на подшипниках:
Fr1 = 4412 Н;
Fr2 = 10711 Н;
осевая сила на колесе Fa2 = 905,9 H
класс нагрузкиН0,8;
ресурс привода, ч 4596,48;
частота вращения вала, n, об/мин100,85;
Рисунок 12- Схема установки подшипников
Для вала III принимаем радиально – упорные шарикоподшипники с углом контакта a = 12 ° [2].
Коэффициент осевого нагружения е по формуле (96):
e = 1,5× tg 12° = 0,32.
Осевая составляющая S, Н :
S1 = e× Fr1=0,32× 4412=1412 Н;
S2 = e× Fr2=0,32× 10711=3428 Н.
S2 > S1, то по [2]:
Результирующие осевые нагрузки:
Fa1 = Fa+S2=905,9+3428=4334 Н.
Fa2 = S2 = 3428 Н.
Проверяем величину соотношения [2].
гдеFai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;
V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).
0,982 < e.
В этом случае X = 1; Y = 0 [2].
Приведенная нагрузка по формуле (99):
P1 = 1×1×4412×1,4×1 = 6177 Н.
0,32 < е.
В этом случае X = 1; Y = 0 [2].
Приведенная нагрузка по формуле (100):
Р2 = 1×1×10711×1,4×1 = 14995 Н.
Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре [8]:
Эквивалентная нагрузка по формуле (101):
Рэ = 0,8×14995= 11996 Н.
Расчетный ресурс подшипника по формуле (102) при n = 100,85 об/мин:
= 27,81 млн. об.
Потребная динамическая грузоподъемность по формуле (103):
С = 27,811/3,33×11996 = 32530 Н.
По [2] принимаем для обеих опор однорядные радиально – упорные шарикоподшипники легкой серии 210.
Характеристики радиальных однорядных шарикоподшипников 210 ГОСТ 8338-75
Таблица 6
| Размеры, мм | Грузоподъемность, кН | ||||
| d, | D | B | r | C | C0 |
| 50 | 90 | 20 | 2,0 | 35,1 | 19,8 |
Условие СтребС:
3253035100 – условие выполняется.
8. Конструирование элементов редуктора
8.1 Конструирование зубчатых колес
Колеса изготовляются из штампованных заготовок. Штамповочные и формовочные уклоны принимаются g = 10°, радиусы закруглений R 5 мм. В дисках предусмотрены отверстия диаметром dотв = 15…25 мм для удобства изготовления и возможности снятия колес с валов съемником [2].
Диаметр ступицы колеса [2]:
Dст = 1,5× d + 10,(105)
где d – диаметр вала, мм.
Толщина тела ступицы [2]:
dст = 0,25× d + 5,(106)
Толщина обода [2]:
dо = 2,5× m + 2,(107)
где m = mn – для цилиндрических колес (mn = 2,5 мм);
m = mtm – для конических колес (mtm = 1,431 мм).
Толщина диска [2]:
dд = (dо + dст)/2,(108)
Длина ступицы [6]:
lст = (0,8…1,5)× d,(109)
Параметры зубчатых колес рассчитаны по формулам (105) – (109). Полученные данные округлены по ряду Ra 40 ГОСТ 6636-69 и занесены в табл. 7.
На венцах колес выполняются фаски, равные соответствующим модулям [8]. Основные размеры колес
Таблица 7
| Наименование | Размеры, мм | ||||
| Dст | dст | dо | dд | lст | |
| Коническое колесо | 60 | 14 | 5,6 | 10 | 35 |
| Цилиндрическая шестерня | 60 | 14 | 8 | 11 | 35 |
| Цилиндрическое колесо | 80 | 17,5 | 8 | 12,5 | 45 |
8.2 Конструирование звездочек цепной передачи
По конструкции звездочки отличаются от зубчатых колес в основном формой профиля зуба. Размеры венца зависят от шага цепи рц, числа зубьев z, размеров цепи. [8].
Размеры венца звездочек роликовых цепей:
Делительный диаметр [8]:
dд = рц/sin(180°/z),(110)
Диаметр наружной окружности [8]:
De = pц×(0,5 + ctg(180°/z)),(111)
Диаметр окружности впадин [8]:
Di = dд - 2×r,(112)
Диаметр проточки [8]:
Dc = pц×ctg(180°/z) – 1,3×h,(113)
Ширина зуба [8]:
b = 0,93×Bвн – 0,15,(114)
Радиус закругления зуба [8]:
R = 1,7×Dc,(115)
Толщина обода [8]:
d = 1,5×(De - dд),(116)
Толщина диска [8]:
C = (1,2…1,3)×d,(117)
где рц – шаг цепи;
Ввн – расстояние между внутренними плоскостями пластин цепи;
h – ширина пластины цепи;
r – радиус впадины, мм.
r = 0,5025×d1 + 0,05,(118)
гдеd1 – диаметр ролика цепи (d1 = 22,23 мм).
r = 0,5025×22,23 + 0,05 = 11,22 мм.
Параметры звездочек рассчитаны на ЭВМ в программе DM-7. Полученные данные приведены в приложении.
8.3 Конструирование элементов корпуса
Редуктор для удобства сборки имеет разборный корпус, разъем сделан в плоскости осей валов. Корпусные детали получены методом сварки. Материал корпуса – сталь.
В соответствии с требованиями технической эстетики корпус редуктора имеет строгие геометрические формы: отсутствуют выступающие части, бобышки и ребра располагаются внутри корпуса. Крышка с корпусом соединяется винтами, ввертываемыми в гнезда, нарезаемые непосредственно в корпусе. Фундаментные болты располагаются в выемках корпуса так, чтобы лапы не выступали за габариты корпуса [8].
Толщина стенки корпуса[8]:
dсв = 0,8×d6 мм, (119)
где мм, (120)
гдеТтх – крутящий момент на тихоходном валу, Н×м (Ттх = 418,66 Н×м).
;
dсв = 0,8×6,2=4,95 мм;
Согласно вышеприведенным указаниям принимаем толщину стенки корпуса d св = 6 мм.
Толщина стенки крышки корпуса [8]:
d1 = 0,9×d6 мм, (121)
d1 = 0,9×6 = 5,4 мм.
Принимаем d1 = 6 мм.
Размеры основных элементов корпуса и формулы для их расчета приведены в табл. 9.
Таблица 9 Размеры основных элементов корпуса редуктора
| Параметр корпусных деталей | Формула | Значение, мм |
| Диаметр стяжных винтов или болтов, крепящих крышку к корпусу | 10 | |
| Толщина фланца по разъему | h2 = 1,2× dc | 12 |
| Расстояние между стяжными винтами | lc = (10…15)× dc | 120 |
| Ширина фланца без стяжных винтов | bфл1,5× dc | 15 |
| Расстояние от стенки до края фланца для болта с шестигранной головкой | K1 = (2,7…3)× dc | 30 |
| Диаметр фундаментных болтов | dф = 1,25× dc | 12 |
| Толщина фундаментных лап | hф = 1,5× dф | 18 |
| Расстояние от стенки до края фланца фундаментных лап | K = (3,2…3,5)×dф | 34 |
| Расстояние от края фланца до оси болта | C = 0,5×K | 17 |
| Толщина подъемных проушин | d2 = 2,5×d | 15 |
| Толщина ребра | d3 = (0,8…1)×d | 6 |
| Диаметр винтов крепления торцевых крышек подшипника и крышки смотрового люка | dп = 0,5× dc | 6 |
| Глубина завинчивания винтов | h3 = (1,3…1,4)× d | 8,4 |
| Высота платиков | h4 = 0,5×d | 3 |
| Ширина платиков | bпл = (2,3…2,5)× dп | 15 |
| Диаметр прилива подшипникового гнезда | Dп = 1,25×D + 10 | 85 |
| Диаметр установочных штифтов | dш = (0,7…0,8)× dc | 8 |
| Высота корпуса | h = (1…1,12)× aт | 112 |
9. Подбор и проверка шпонок
Шпоночные соединения применены при соединении с валами:
вал I – соединение с электродвигателем;
вал II – коническое колесо и цилиндрическая шестерня;
Размеры призматических шпонок: ширина b, высота h, глубина паза вала t1, ступицы t2 выбираются в зависимости от диаметра вала d. Длина шпонки принимается из стандартного ряда на 5…10 мм меньше длины ступицы [1].
Шпонки выбраны из [2].
Выбранные шпонки проверены на смятие [1]:
,(122)
где sсм доп – допускаемое напряжение смятия, МПа;
Т – крутящий момент на данному валу, Н×мм;
d – диаметр вала, мм;
lр – расчетная длина шпонки, мм.
t2 – глубина паза втулки, мм;
sсм доп = 200 МПа – допускаемое напряжение смятия [2].
Результаты расчета на смятие и основные параметры шпонок приведены в табл. 10.
Таблица 10. Основные параметры шпонок
| Номер вала | Размеры, мм | sсм, МПа | ||||
| Диаме
тр вала, d |
Сечение шпонки, bxh | Глубина паза вала, t1 | Глубина паза втулки, t2 | Длина шпонки, l | ||
| I | 30 | 8х7 | 4,0 | 3,3 | 25 | 26,4 |
| II | 35 | 10х8 | 5,0 | 3,3 | 28 | 76,7 |
| II | 35 | 10х8 | 5,0 | 3,3 | 28 | 76,7 |
Из табл. 10 видно, что условие прочности (121) выполняется.
Окончательно принимаются шпонки:
Вал I:
Для хвостовика вала Шпонка 8х7х25 ГОСТ 23360-78.
Вал II:
Для конического колеса Шпонка 10х8х28 ГОСТ 23360-78
Для цилиндрической шестерни Шпонка 10х8х28 ГОСТ 23360-78.
10. Выбор посадок
Выбор посадок подшипников качения
Выбор посадок зависит от вида нагружения колец, действующих нагрузок, режима работы и условий эксплуатации [8].
Все подшипники проектируемого редуктора испытывают циркуляционное нагружение для внутреннего кольца и местное нагружение для наружного кольца.
По [2] принимаем посадки:
- для внутреннего кольца ,
- для наружного кольца .
Выбор посадок шпонок
В проектируемом редукторе шпоночные соединения приняты основными нормальными [8].
посадка шпонки на вал: ;
посадка шпонки во втулку: .
Выбор посадок зубчатых колес, звездочек, подшипниковых крышек
По рекомендациям [8] приняты посадки:
зубчатых колес: ;
звездочек: ;
подшипниковых крышек и стаканов в корпус: .
Расчет соединения с гарантированным натягом
Исходные данные:
Номинальный диаметр: d=50 мм;
Диаметр отверстия вала: d1=0 мм;
Наружный диаметр втулки: d2=80 мм;
Крутящий момент: T=418,66 Н м;
Осевая нагрузка: Fa=905,9 H;
Длина ступицы: lст=45 мм.
Расчет натяга и выбор посадки
; (123)
где K – коэффициент запаса (K=2);
.
.
.
Выбираем посадку по условию Np min ≥ NT:
Принята посадка 50;
При вероятности неразрушения p=0,99, Np min=39 мкм.
39 ≥ 36,4.
Окончательно принимаем посадку 50, с вероятностью неразрушения p=0,99.
Подберем соответствующую посадку в системе вала.
Пересчитаем на систему вала с основным отклонением 50 K6 посадку 50.
Посадка 50, обеспечивает минимальный натяг Nmin=0,054 мм.
Рассмотрим посадку 50, она обеспечивает минимальный натяг Nmin=0,051 мм.
0,054 мм ≈0,051 мм.
Поэтому можно принять посадку в системе вала 50.
Расчет шлицевого соединения
Для тихоходного вала выбраны шлицы
z=10;
Dвн=41 мм;
Dнар=50 мм;
bшл=5 мм.
Проверку шлицевых соединений выполняют на смятие и на износ рабочих граней шлицов:
; (124)
,
где T – расчетный крутящий момент, (T=418660 Н мм);
SF – удельный суммарный статический момент площади рабочих поверхностей
соединения относительно оси вала, (SF =749 мм/мм);
l – рабочая длина соединения, ( l=40 мм );
[σсм] – допустимое напряжение смятия, ([σсм]=256 МПа);
[σизн] – допустимое напряжение на износ, ([σизн]=20 МПа).
.
Шлицы нормально работают на износ и на смятие, все условия выполняются.
11. Выбор муфты
Для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору в приводе ленточного конвейера предусмотрена установка упругой втулочно-пальцевой муфты.
Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-75. Муфта выбрана по диаметрам соединяемых валов и расчетному крутящему моменту.
Расчетный крутящий момент [2]:
Tp = kp×Tном,(125)
где kp – коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации (kp = 1,5);
Тном – номинальный крутящий момент, Н×м (Тном = 32,67 Н×м).
Тр = 1,5×32,67 = 49 Н×м.
Параметры выбранной муфты занесены в табл. 11.
Таблица 11 - Параметры упругой втулочно-пальцевой муфты.
| Т, Н×м | Размеры, мм | |||
| d | D | L | l | |
| 63 | 30 | 100 | 104 | 50 |
12. Уточненный расчет валов
Уточненный расчет валов заключается в определении коэффициента запаса s в опасных сечениях вала.
Коэффициент запаса прочности [1]:
,(126)
где ss – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
st – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
,(127)
где s-1 – предел выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба, МПа (s-1 = 410 МПа [1]);
sa – амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа;
sm – среднее значение нормальных напряжений, МПа;
Ks - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе;
es - масштабный фактор для нормальных напряжений;
ys - коэффициент (ys = 0,1 [1]).
,(128)
где М – изгибающий момент в опасном сечении, Н×м;
W – момент сопротивления изгибу, м3.
,(129)
где d – диаметр вала в опасном сечении, мм;
b – ширина шпонки, м;
c – глубина шпоночного паза, м.
,(130)
где Fa – осевая сила, действующая на вал, Н.
,(131)
где t-1 – предел выносливости материала вала при симметричных циклах кручения, МПа (t-1 = 240 МПа [1]);
ta – амплитуда цикла касательных напряжений, МПа;
tm – среднее значение касательных напряжений, МПа;
Kt - эффективный коэффициент концентрации напряжений при
кручении;
et - масштабный фактор для касательных напряжений;
yt - коэффициент (yt = 0,05 [1]).
,(132)
гдеWk – момент сопротивления кручению, м3;
Т – крутящий момент на валу, Н×м.
, (133)
,(134)
Значения коэффициентов приняты: = 2,6 [2], тогда =1+0,6(2,6-1)=1,96.
Результаты расчетов сведены в таблицу 13
Таблица 13. Коэффициент запаса прочности
| Номер вала | Параметры | ||||||||
| d, мм | ss | st | sa, МПа | sm, МПа | W, м3 | ta, МПа | Wk, м3 | s | |
| I | 30 | 4,75 | 7,2 | 18 | 0,33 | 8,9× 10-6 | 6,3 | 18,94× 10-6 | 4,45 |
| I | 35 | 6,2 | 8,1 | 19 | 0,4 | 20× 10-6 | 7,2 | 23,6× 10-6 | 4,8 |
| II | 35 | 2,61 | 12,42 | 10,24 | 0,98 | 49× 10-6 | 2,56 | 24,5× 10-6 | 2,6 |
| II | 35 | 2,4 | 12,42 | 9,9 | 0,98 | 49× 10-6 | 2,56 | 24,5× 10-6 | 2,57 |
| II | 35 | 2,54 | 12,42 | 10 | 0,98 | 49×10-6 | 2,56 | 24,5× 10-6 | 2,63 |
| II | 35 | 2,47 | 12,42 | 10,1 | 0,98 | 49× 10-6 | 2,56 | 24,5× 10-6 | 2,61 |
| III | 50 | 6,8 | 7,2 | 22,5 | 0,7 | 33× 10-6 | 5,6 | 21,6× 10-6 | 3,43 |
| III | 50 | 6,7 | 7,2 | 21,8 | 0,7 | 33× 10-6 | 5,6 | 20× 10-6 | 3,4 |
| III | 50 | 6,83 | 7,2 | 22,1 | 0,7 | 33× 10-6 | 5,6 | 22× 10-6 | 3,41 |
13. Выбор смазки
Основное назначение смазывания – уменьшение силы трения, снижение скорости изнашивания и отвод тепла от места контакта. Тип смазки выбираем по требуемой вязкости, зависящей от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Требуемая вязкость масла [2]:
,(135)
где nт – потребная вязкость масла для тихоходной ступени, мм2/с (nт = 43 мм2/с);
nб – потребная вязкость масла для быстроходной ступени, мм2/с (nб = 100 мм2/с).
= 71,5 мм2/с.
Принято масло индустриальное И-70А ГОСТ 20799-75 с вязкостью n = 65-75 мм2/с.
Подшипники смазываются за счет масляного тумана.
Для контролирования уровня масла в редукторе предусмотрен щуп. Масло заливается через люк, одновременно служащий для контроля сборки зацепления и его состояние в период эксплуатации.
Сливается масло через сливное отверстие, закрываемое пробкой.
14. Порядок сборки и разборки редуктора
Разборка редуктора производится в следующей последовательности: сливается масло; откручиваются болты крепления крышки; откручиваются болты крепления подшипниковых крышек; снимается крышка; валы с подшипниками убираются из подшипниковых узлов; вынимается стакан, из стакана выпрессовывается вал с подшипниками; при помощи съемника с выходного вала снимается звездочка цепной передачи, кулачковая предохранительная муфта, при помощи съемника снимаются подшипники, с валов снимаются колеса, вытаскиваются шпонки. Сборка редуктора производится в обратном порядке.
Список литературы
1. Проектирование деталей машин. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Детали машин" / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1995. 64 с.
2. Проектирование механических передач / С. А. Чернавский Б. А. Снесарев и др. М., 1984. 560 с.
3. СТП НИИЖТ 01.01-94. Курсовой и дипломный проекты. Требования к оформлению. Новосибирск, 1993. 44 с.
4. Иванов М. Н. Детали машин. М., 1991. 383 с.
5. Курсовое проектирование деталей машин с использованием ЭВМ. Методические указания / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1986. 47 с.
6. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. / Конструирование узлов и деталей машин. М., 1985. 416 с.
7. Курсовое проектирование деталей машин / В. Н. Кудрявцев и др., Л. 1984. 400 с.
8. Конструирование деталей машин. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Детали машин" / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1996. 76 с.
9. Подбор подшипников качения по динамической и статической грузоподъемности / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1978. 42 с.
10. Учебно-исследовательская работа студентов в курсовом проектировании деталей машин. Методические указания. / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1987. 22 с.