Курсова робота:
Проектування та розрахунок редуктора для стрічковоготранспортера
Зміст
Завдання на проект
Введення
Вибір електродвигуна йкінематичний розрахунок.
1.1 Коефіцієнт корисноїдії привода
1.2 Вибір електродвигуна
1.3 Крутний моменти
2. Розрахунок зубчастихколіс
2.1 Вибір матеріалу
2.2 Розрахунок швидкохідногощабля двоступінчастого зубчастого редуктора.
2.2.1 Міжосьова відстаньвизначаємо по формулі
2.2.5 Діаметри ділильні
2.2.6 Діаметри вершинзубів
2.2.7 Ширина зуба
2.2.8 Коефіцієнт ширинишестірні по діаметру
2.2.9 Окружна швидкістьколіс
2.2.10 Коефіцієнтнавантаження
2.2.11 Перевіряємоконтактні напруги по формулі
Сили, що діють узачепленні
2.2.5 Перевірка зубів навитривалість по напругах вигину
2.3 Розрахуноктихохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.
2.3.1 Міжосьова відстаньвизначаємо по формулі
2.31 Нормальний модуль
2.3.2 Число зубівшестірні
2.3.2 Число зубівшестірні
2.3.4Число зубів колеса
2.3.5 Уточнюємо значеннякута нахилу зубів
2.3.6 Діаметри ділильні
2.3.7 Діаметри вершин
.3.8 Ширина зуба
2.3.9 Коефіцієнт ширинишестірні по діаметрі
2.3.10 Окружна швидкістьколіс
2.3.11 Коефіцієнтнавантаження
2.3.12 Перевіряємоконтактні напруги по формулі
2.3.13 Сили, що діють узачепленні
2.3.14 Перевірка зубів навитривалість по напругах вигину
3. Попередній розрахуноквалів редуктора
3.1 Провідний вал
3.2 Проміжний вал
3.3 Вихідний вал
4. Конструктивні розміришестірні й колеса
5. Конструктивні розмірикорпуса й кришки
6. Перевіркадовговічності підшипників
6.1 Провідний вал
6.2 Проміжний вал
6.3 Ведений вал
7. Перевірка міцностішпонкових з'єднань
7.1 Провідний вал
7.2 Проміжний вал
7.3 Ведений вал
8. Уточнений розрахуноквалів
8.1 Провідний вал8.2Проміжний вал
8.3 Ведений вал
9. Вибір сорту масла
10. Посадки деталейредуктора
Cписок літератури
Завданняна проект
Спроектуватипривод стрічкового транспортера
Варіант № 38.
Вихіднідані:
Термінслужби: 7 років
Потужністьна вихідному валу Р3= 8 кВт
Кутовашвидкість на вихідному валу w3= 3.2π рад/с = 10 рад/с
/>
Рис.1.– Вихідні дані
Введення
Ціль курсовогопроектування — систематизувати, закріпити, розширити теоретичні знання, а такожрозвити розрахунково-графічні навички студентів. Основні вимоги, пропоновані достворюваної машини: висока продуктивність, надійність, технологічність, мінімальнігабарити й маса, зручність в експлуатації й економічність. У проектованому редукторівикористовуються зубчасті передачі.
Нам унашій роботі необхідно спроектувати редуктор для стрічкового транспортера, а такожпідібрати муфти, двигун. Редуктор складається з литого чавунного корпуса, у якомупоміщені елементи передачі — 2 шестірні, 2 колеса, підшипники, вали та ін. Вхіднийвал за допомогою муфти з'єднується із двигуном, вихідний також за допомогою муфтиіз транспортером.
1. Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок
Кінематичний аналіз схеми привода
Привод складається з електродвигуна,двоступінчастого редуктора. При передачі потужності мають місце її втрати на подоланнясил шкідливого опору. Такі опори мають місце й у нашім приводі: у зубчастій передачі,в опорах валів, у муфтах і в ременях з роликами. Через цього потужність на приводномувалу буде менше потужності, що розвивається двигуном, на величину втрат.
1.1Коефіцієнт корисної дії привода
По таблиці1.1 [1] коефіцієнт корисної дії пари циліндричних коліс ηз.к. =0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, ηп= 0,99; коефіцієнт, що враховує втрати в муфті ηм = 0,98; коефіцієнт,що враховує втрати в ремені з роликами ηр = 0,9/>/>
/>0,98*0,99*0,98 = 0,95
/>0,95*0,98*0,99 = 0,92
/>0,92*0,99 = 0,91ЗагальнийКПД привода:
/>
/>= 0,982 * 0,995* 0,982*0,9 = 0,8
1.2Вибір електродвигуна
Необхіднапотужність електродвигуна:
Ртр=Р3//> =8/0,8=10 кВт,
Частотаобертання барабана:
/>
При виборіелектродвигуна враховуємо можливість пуску транспортера з повним завантаженням.
Пускованеобхідна потужність:
Рп=Ртр*1,3м=10*1,3=13кВт
/>
/>/> кВт
За ДСТ19523-81 по необхідній потужності
Ртр= 10 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний
короткозамкненийсерії 4АН закритий, що обдувається із синхронною частотою
n = 1500о/хв 4АН132М4 з параметрами Рдв = 11 кВт і ковзанням
S=2,8%, відношення Рп/Рн=2. Рпуск=2*11=22 кВт — потужністьданого двигуна на пуску. Вона більше чим нам потрібно Рп= 13 кВт.
Номінальначастота обертання двигуна:
/>
де: nдв– фактична частота обертання двигуна, хв-1;
n – частотаобертання, хв-1;
s — ковзання,%;
/>
Передатневідношення редуктора:
U=nдв/n3=1458/95,5=15,27
Передатневідношення першого щабля приймемо u1=5; відповідно до другому щаблю u2=u/u1=15,27/5=3,05
1.3Крутний моменти
Моментна вхідному валу:
/> ,
де: Ртр– необхідна потужність двигуна, кВт;
/> – кутова швидкість обертаннядвигуна, о/хв;
/>
де: nдв– частота обертання двигуна, хв-1;
/>
Моментна проміжному валу:
Т2= Т1 * u1 * η2
де: u1– передатне відношення першого щабля;
η2– КПД другі вали;
Т2= 65,5*103 * 5*0,92 =301,3*103 Нмм
Кутовашвидкість проміжного вала:
/>
Моментна вихідному валу:
Т3= Т2 * u2 * η3
де: u2– передатне відношення другого щабля;
η3– КПД треті вали;
Т3= 301,3*103 * 3,05 * 0,91 = 836,3*103 Нмм
Кутовашвидкість вихідного вала:
/>
Всі данізводимо в таблицю 1:
Таблиця1 – Вихідні дані Швидкохідний вал Проміжний вал Тихохідний вал Частота обертання, о/хв
n1= 1458
n2=291,3
n3=95,5 Кутова швидкість, рад/с
w1= 152,7
w2 =30,5
w3= 10
Крутний момент, 103 Нмм
T1= 65,5
T2= 301,3
T3= 836,3
2.Розрахунок зубчастих коліс
2.1Вибір матеріалу
Вибираємо матеріал із середніми механічнимихарактеристиками: для шестірні сталь 45, термічна обробка — поліпшення, твердістьНВ 230; для колеса — сталь 45, термічна обробка — поліпшення, але на 30 одиницьнижче НВ 200.
Контактнінапруги, що допускаються, по формулі (3.9 [1])
/>, МПа
де: σНlim b – межа контактної витривалості, МПа;
/>, МПа
для колеса:/>= 2*200 + 70 = 470 МПа
для шестірні:/>= 2*230 + 70 = 530 Мпа
КН – коефіцієнтдовговічності
/>,
де: NHO– базове число циклів напруг;
NНЕ– число циклів зміни напруг;
Тому що,число навантаження кожного зуба колеса більше базового, то приймають КHL= 1.
[SH]– коефіцієнт безпеки, для коліс нормалізованої й поліпшеної сталі приймають [SH]= 1,1/> 1,2.
Для шестірні:/>
Для колеса:/>
Тоді розрахунковаконтактна напруга визначаємо по формулі (3.10 [1])
/>
/>= 0.45(481+428)=410 МПа.
2.2 Розрахунок швидкохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.
2.2.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі
/>, мм
де: Ка– для косозубних коліс Ка = 43;
u1– передатне відношення першого щабля;
Т2– крутний момент другого вала, Нмм;
КНβ — коефіцієнт, що враховує не рівномірність розподілу навантаження по ширині вінця.
При проектуваннізубчастих закритих передач редукторного типу приймають значення КНβпо таблиці 3.1 [1]. КНβ=1,25
[σH]– напруга, що допускається гранично;
ψba– коефіцієнт відносини зубчастого вінця до міжосьової відстані, для косозубної передачіψba = 0,25 /> 0,40.
/>мм
Найближчезначення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 аw = 160 мм (див. с.36 [1]).
2.2.2 Нормальний модуль
mn= (0,01/> 0,02)*аw
де: аw– міжосьова відстань, мм;
mn= (0,01/> 0,02)*аw = (0,01/> 0,02)*160 = 1,6/> 3,2 мм
Приймаємоза ДСТ 9563-60 mn = 3.
Попередньоприймемо кут нахилу зубів β=10°.
2.2.3Число зубів шестірні (формула 3.12 [1] )
/>,
де: аw– міжосьова відстань, мм;
β– кут нахилу зуба, °;
u1– передатне відношення першого щабля;
mn– нормальний модуль, мм;
/>
2.2.4Число зубів колеса
z2= z1 * u1 = 17*5=85
Уточнюємозначення кута нахилу зубів
/>,
де: z1– число зубів шестірні;
z2– число зубів колеса;
mn– нормальний модуль, мм;
аw– міжосьова відстань, мм;
/>
β= 17°
2.2.5 Діаметри ділильні
Для шестірні:/>
Для колеса:/>
Перевірка:/>
2.2.6 Діаметри вершин зубів
Для шестірні:da1 =d1+2mn =53,3 + 2*3 = 59,3 мм
Для колеса:da2 =d2+2mn = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм
2.2.7 Ширина зуба
Для колеса:b2 = ψba * aw = 0,4 * 160 = 64 мм
Для шестірні:b1 = b2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм2.2.8 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру
/>,
де: b1– ширина зуба для шестірні, мм;
d1– ділильний діаметр шестірні, мм;
/>
2.2.9 Окружна швидкість коліс
/> м/з
Ступіньточності передачі: для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с варто прийняти 8-юступінь точності.
2.2.10 Коефіцієнт навантаження
/>
По таблиці3.5 [1] при ψbd = 1,29, твердості НВ
По таблиці3.4 [1] при ν = 4,1 м/с і 8-й ступеня точності коефіцієнт КНα=1,07.
По таблиці3.6 [1] для косозубних коліс при швидкості менш 5 м/с КНυ = 1.
/> = 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252
2.2.11 Перевіряємо контактні напруги по формулі
/>, МПа
де: аw– міжосьова відстань, мм;
Т2– крутний момент другого вала, Нмм;
КН– коефіцієнт навантаження;
u1 — передатне відношення першого щабля;
b2– ширина колеса, мм;
/>
Умоваміцності виконана.
2.2.12 Сили, що діють у зачепленні
У зачепленнідіють три сили:
- Окружна
/>, Н
де: Т1– крутний момент провідного вала, Нмм;
d1- ділильний діаметр шестірні, мм;
/>
- Радіальна
/>, Н
де: α– кут зачеплення, °;
β– кут нахилу зуба, °;
/>
Осьова
Fa= Ft * tg β, Н
Fa= Ft * tg β = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н
2.2.13 Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину
( см.формулу 3.25 [1] ).
/>, МПа
де: Ft– окружна сила, Н;
Коефіцієнтнавантаження КF = KFβ * KFν
По таблиці3.7 [1] при ψbd = 1,34, твердості НВ ‹ 350 і несиметричному рас-положеннізубчастих коліс щодо опор коефіцієнт КFβ = 1.36.
По таблиці3.8 [1] для косозубних коліс 8-й ступеня точності й швидкості 4,1 м/с коефіцієнтКFυ = 1,1.
Такимчином, КF = 1,36 * 1,1 = 1,496.
Коефіцієнт,що враховує форму зуба, YF залежить від еквівалентного числа зубів zυ
- У шестірні />
- У колеса />
КоефіцієнтYF1 = 3,85 і YF2 = 3,6 (див. стор. 42 [1] ).
Визначаємокоефіцієнти Yβ і КFα
/>
/>,
де середнізначення коефіцієнта торцевого перекриття εα = 1,5; ступіньточності n = 8.
Допускаютьсянапруги при перевірці на вигин, визначають по формулі 3.24 [1]:
/>, МПа
По таблиці3.9 для сталі 45 поліпшеної границя витривалості при циклу вигину />= 1,8 НВ.
Для шестірні/>= 1,8 * 230 = 414 МПа
Для колеса/>= 1,8 * 200 = 360 МПа
Коефіцієнтбезпеки />
По таблиці3.9 [1] [SF]’ = 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [SF]” = 1 длякувань і штампувань.
/>
Напруги,що допускаються:
Для шестірні/>
Для колеса/>
Перевіркуна вигин варто проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення /> менше. Знайдемо відносини:
Для шестірні/>
Для колеса/>
Перевіркуна вигин проводимо для колеса:
/>
Умоваміцності виконана.
2.3Розрахунок тихохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора
2.3.1 Міжосьова відстань визначаємопо формулі
/>, мм
де: Ка= 43;
u3– передатне відношення на виході;
Т3– крутний момент на виході;
КНβ=1.25
ψba= 0,25 /> 0,40.
/>
Найближчезначення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 аw = 200 мм (див. с.36 [1]).
2.3.2 Нормальний модуль
mn= (0,01/> 0,02)*аw = (0,01/> 0,02)*200 = 2/> 4 мм
Приймаємоза ДСТ 9563-60 mn = 3 мм
Попередньоприймемо кут нахилу зубів β=10°.
2.3.3 Число зубів шестірні
/>
2.3.4Числозубів колеса
Z4= z3 * u2 = 32*3,05=97,6
2.3.5Уточнюємо значення кута нахилу зубів
/>
β= 12,83°=12o50/
2.3.6Діаметри ділильні
Для шестірні:/>
Для колеса:/>
Перевірка:/>
2.3.7Діаметри вершин зубів
Для шестірні:da3 =d3+2mn =98,5 + 2*3 = 104,5 мм
Для колеса:da4 =d4+2mn = 301,5 + 2*3 = 307.5 мм
2.3.8Ширина зуба
Для колеса:b4 = ψba aw = 0,4 * 200 = 80 мм
Для шестірні:b3 = b4 + 5 = 80 + 5 = 85 мм
2.3.9Коефіцієнт ширини шестірні по діаметрі
/>
2.3.10Окружна швидкість коліс
/>, м/с
Ступіньточності передачі: для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с варто прийняти 8-юступінь точності.
2.3.11Коефіцієнт навантаження
/>
По таблиці3.5 [1] при ψbd = 0,93, твердості НВ
По таблиці3.4 [1] при ν = 1,5 м/с і 8-й ступеня точності коефіцієнт КНα=1,06.
По таблиці3.6 [1] для косозубних коліс при швидкості більше 1,5 м/с коефіцієнт КНυ= 1.
/> = 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15
2.3.12Перевіряємо контактні напруги по формулі
/>
Умоваміцності виконана
2.3.13Сили, що діють у зачепленні
У зачепленнідіють три сили:
- Окружна
/>
- Радіальна
/>
- Осьова
Fa= Ft * tg β=6117,8*0.228=1394,9 Н2.3.14 Перевірка зубів на витривалість понапругах вигину
Коефіцієнтнавантаження КF = KFβ * KFν ( см. стр.42 [1])
По таблиці3.7 [1] при ψbd = 0,863, твердості НВ ‹ 350 і несиметричному розташуваннізубчастих коліс щодо опор коефіцієнт КFβ = 1.2.
По таблиці3.8 [1] для косозубних коліс 8-й ступеня точності й швидкості 1,5м/с коефіцієнтКFυ = 1,1.
Такимчином, КF = 1,2 * 1,1 = 1,32.
Коефіцієнт,що враховує форму зуба, YF залежить від еквівалентного числа зубів zυ
У шестірні/>
У колеса/>
КоефіцієнтYF1 = 3,62 і YF2 = 3,6 (див. стор. 42 [1] ).
Визначаємокоефіцієнти Yβ і КFα
/>
/>,
де середнізначення коефіцієнта торцевого перекриття εα = 1,5; ступіньточності n = 8.
Допускаютьсянапругу при перевірці на вигин визначають по формулі 3.24 [1]:
/>,
По таблиці3.9 для сталі 45 поліпшеної границя витривалості при циклі вигину />= 1,8 НВ.
Для шестірні/>= 1,8 * 230 = 414 МПа
Для колеса/>= 1,8 * 200 = 360 МПа
Коефіцієнтбезпеки />
По таблиці3.9 [1] [SF]’ = 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [SF]” = 1 длякувань і штампувань.
/>
Напруги,що допускаються:
Для шестірні/>
Для колеса/>
Перевіркуна вигин варто проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення /> менше. Знайдемо відносини:
Для шестірні/>
Для колеса/>
Перевіркуна вигин проводимо для колеса
/>
Умоваміцності виконана
3. Попередній розрахунок валів редуктора
Матеріалтой же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.3.1 Провідний вал
Діаметрвихідного кінця, /> Н/мм2.
/>, мм [1]
де: Т-Крутниймомент, Нмм;
/> — допускається навантаженняН/мм2;
/> мм
Тому щовал редуктора з'єднаний з валом двигуна муфтою, то необхідно погодити діаметри ротораdдв і вала dв1. Муфти УВП можуть з'єднувати вали зі співвідношеннямdв1:dдв/> 0,75, але напівмуфтиповинні при цьому мати однакові зовнішні діаметри. У підібраного електродвигунаdдв=32 мм. Вибираємо МУВП за ДСТ 21425-93 з розточеннями напівмуфт підdдв=32 мм і dв1=25 мм.
Приймемопід підшипник dп1=30 мм.
Шестірнювиконаємо за одне ціле з валом.
3.2Проміжний вал
Матеріалтой же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.
Діаметрпід підшипник допускається /> Н/мм2.
/> мм
Приймемодіаметр під підшипник dП2=30 мм.
Діаметрпід зубчастим колесом dзк=35 мм.
Шестірнювиконаємо за одне з валом.
3.3Вихідний вал
Матеріалтой же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.
Діаметрвихідного кінця /> Н/мм2.
/> мм
Вибираємомуфту МУВП за ДСТ 21424-75 з розточенням напівмуфт під dв3=46мм.
Діаметрпід підшипник приймемо dП3=50 мм.
Діаметрпід колесо dзк=55 мм.
4.Конструктивні розміри шестірні й колеса
Розміриколіс визначаються з наступних формул:
Діаметрзападин зубів: df=d1-2.5mn, мм
Діаметрматочини: />, мм
довжинаматочини: />, мм
товщинаобода: />, мм., але не менш 8 мм.
товщинадиска: />, мм
діаметротворів: />, мм Do=df-2/> мм
фаска:n=0.5mn x 45o
Всі розрахункизводимо в таблицю 2:
Таблиця2 — Розрахунки z
mn
b,
мм
d,
мм
da,
мм
df,
мм
dст,
мм
Lст,
мм
/>,
мм
З,
мм 1) щабель шестірня 17 3 69 53,3 59,34 45,8 - - - - колесо 85 3 64 266,7 272,7 259,2 72 67,5 8 18 2) щабель шестірня 32 3 85 98,5 104,5 91 - - - - колесо 98 3 80 301,5 307,5 294 104 97,5 8 24
5.Конструктивні розміри корпуса й кришки
Розрахунокпроведемо по формулах (табл. 10.2, 10.3[1]):
Товщинастінки корпуса: /> мм.
Товщинастінки кришки редуктора: /> мм.
Товщинаверхнього пояса (фланця) корпуса: /> мм.
Товщинанижнього пояса (фланця) кришки корпуса: /> мм.
Товщинанижнього пояса корпуса: /> мм., приймемор=23 мм.
Товщинаребер підстави корпуса:/> мм., приймемоm=9 мм.
Товщинаребер кришки корпуса: /> мм., приймемо m=8мм.
Діаметриболтів:
-фундаментальних: />мм., приймаємоболти з різьбленням М20;
-які кріплять кришку до корпуса в підшипників: /> мм., приймаємо болти з різьбленнямМ16;
-які кріплять кришку з корпусом: /> мм.,приймаємо болти з різьбленням М12;
Гніздопід підшипник:
-Діаметр отвору в гнізді приймаємо рівним зовнішньому діаметру підшипника:Dп1=30 мм, Dп2=60 мм.
-Діаметр гнізда: Dk=D2+(2-5) мм., D2– Діаметр фланця кришки підшипника, на 1 і 2 валах D2= 77мм, на 3 валуD2= 105мм. Тоді Dk1=D2+(2-5)= 80 мм, Dk2=D2+(2-5)=110 мм.
Розмірирадіальних шарикопідшипників однорядних середньої серії наведені в таблиці 3:
Таблиця3 — Розміри радіальних шарикопідшипників однорядних середньої серіїУмовна позначка підшипника d D B Вантажопідйомність, кН Розміри, мм С З N306 30 72 19 28,1 14,6 N310 50 100 27 65,8 36
Розміриштифта:
-Діаметр /> мм.
-Довжина />мм.
З табл.10.5[1] приймаємо штифт конічний ДЕРЖСТАНДАРТ 3129-70
/> мм, /> мм.
Зазорміж торцем шестірні з однієї сторони й маточини з інший, і внутрішньою стінкою корпусаА1=1,2/> =1,2*10=12 мм.
Зазорвід окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса, а також відстаньміж зовнішнім кільцем підшипника провідного вала й внутрішньою стінкою корпуса А=/> =10 мм.
Для запобіганнявитікання змащення підшипників усередину корпуса й вимивання пластичного матеріалу,що змазує, рідким маслом із зони зачеплення встановлюємо кільця, їхню ширину визначаєрозмір y=8-12 мм. Ми приймаємо y=10 мм.
6.Перевірка довговічності підшипників 6.1 Провідний вал
/>
Реакціїопор:
у площиніXZ: />
/>
/>
/>
Перевірка:/>/>
-388,2-2457,8+2108,7+737,3=0
у площиніYZ: />
/>
/>
/>
Перевірка:/>/>
-542,5+935,4-392,9=0
Сумарніреакції:
/>
/>
Підбираємо підшипник побільш навантаженій опорі №2Умовна позначка підшипника d D B Вантажопідйомність, кН Розміри, мм С З N306 30 72 19 28,1 14,6
Відношення/>
Цій величиніпо таблиці 9.18[1] відповідає e=0,21
Відношення/> X=0.56, Y=2.05
Еквівалентненавантаження по формулі:
/>, H
де V=1-обертається внутрішнє кільце підшипника;
коефіцієнтбезпеки по таблиці 9.19[1] КБ=1;
температурнийкоефіцієнт по таблиці 9.20[1] КТ=1,0.
/>H
Розрахунковадовговічність, млн. про по формулі:
/>
Розрахунковадовговічність, год по формулі :
/> год
Фактичнийчас роботи редуктора
Термінслужби 7 років, при двозмінній роботі:
365днів*16ч.КгодКсут=365*16*0,7*0,3=1226,4год.
6.2Проміжний вал
/>
Реакціїопор:
у площиніXZ: />
/>
/>
/>
Перевірка:/>/>
3176-6117,8+484+2457,8=0
у площиніYZ: />
/>
/>
/>
Перевірка:/>/>
1,6+2283,8-935,4-1350=0
Сумарніреакції:
/>
/>
Підбираємо підшипник побільш навантаженій опорі №1Умовна позначка підшипника d D B Вантажопідйомність, кН Розміри, мм С З N306 30 72 19 28,1 14,6
Відношення/>
Цій величиніпо таблиці 9.18[1] відповідає e=0,21
Відношення/> X=1, Y=0
Еквівалентненавантаження по формулі:
/>H
Розрахунковадовговічність, млн. про по формулі:
/>
Розрахунковадовговічність, год. по формулі:
/> год.
6.3Ведений вал
/>
Реакціїопор:
у площиніXZ: />
/>
/>
/>
Перевірка:/>/> -5325,8+6117,8+1043,3-1835,3=0
у площиніYZ: />
/>
/>
/>
Перевірка:/>/>
-254,6-2283,8+2538,4=0
Сумарніреакції:
/>
/>
Підбираємо підшипник побільше навантаженій опорі №1Умовна позначка підшипника d D B Вантажопідйомність, кН Розміри, мм С З N310 50 100 27 65,8 36
Відношення/>
Цій величиніпо таблиці 9.18[1] відповідає e=0,195
Відношення/> X=0.56, Y=2.2
Еквівалентненавантаження по формулі:
/>H
Розрахунковадовговічність, млн. про по формулі:
/>
Розрахунковадовговічність, год по формулі:
/> год/>/>/>
7.Перевірка міцності шпонкових з'єднань
Застосовуютьсяшпонки призматичні з округленими торцями по
ДЕРЖСТАНДАРТ23360-78. Матеріал шпонок — сталь 45 нормалізована.
Таблиця1 – Шпонкові з’єднання
Діаметр вала
d, мм
Ширина шпонки
b, мм
Висота шпонки
h, мм
Довжина шпонки
l, мм
Глибина паза
t1, мм 25 8 7 30 4 35 10 8 32 5 46 12 8 65 5 55 16 10 55 6
Напругизминання й умова міцності по формулі:
/>
Напругизминання, що допускаються, при сталевій />маточині=100...120 Мпа
7.1Провідний вал
При d=25мм; />; t1=4 мм; довжинішпонки l=30 мм; крутний момент Т1=65,5 Нм
/>
7.2 Проміжний вал
При d=35мм; />; t1=5 мм; довжинішпонки l=32 мм; крутний момент Т2=301,3 Нм
/>
7.3 Ведений вал
При d=55мм; />; t1=6 мм; довжинішпонки l=55 мм; крутний момент Т3=314 Нм
/>
При d=46мм; />; t1=5 мм; довжинішпонки l=65 мм
/>
8.Уточнений розрахуноквалів 8.1 Провідний вал
Уточненийрозрахунок складається у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечнихперерізів і порівнянні їх з значеннями, що допускаються s. Міцність дотримана при/>.
Матеріалвала — сталь 45 поліпшена. По таблиці 3.3[1] />
Границівитривалості:
/>
/>
/>
Рис.1- Перетин А-А
Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкового паза
Коефіцієнтзапасу міцності по нормальних напругах вигину
/>
Коефіцієнтзапасу міцності по дотичних напруженнях
/>
По таблиці8.5[1] приймаємо />;/>
По таблиці 8.8[1] приймаємо />;/>
Моментопору крутінню по таблиці 8.5[1]:
/>
при d=25мм; b=8 мм; t1=4 мм
/>
Моментопору вигину:
/>
При d=25мм; b=8 мм; t1=6 мм
/>
Згинальниймомент у перетині А-А
/>
My=0;/>
MА-А=МX
Амплітудай середнє значення циклу:
/>
Амплітуданормальних напруг:
/>,
Перемінна постійних напруг:
/>
Тоді
/>
/>
Результуючийкоефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )
/>
Умоваміцності виконана.
ПеретинВ-В
приймаємо/>
/>. Момент опору крутінню приd=40.3 мм:
/>
Моментопору вигину:
/>
Згинальниймомент у перетині B-B
/>
/>
/>
/>
Амплітудай середнє значення циклу:
/>
Амплітуданормальних напруг:
/>,
/> величина дуже маленька томунеї враховувати не будемо
Тоді
/>
/>
Результуючийкоефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )
/>
Умоваміцності виконана.8.2 Проміжний вал
Матеріалвала — сталь 45 поліпшена. По таблиці 3.3[1] />
Границівитривалості:
/>/> />
/>
Рис.2 — Перетин А-А
Концентраціянапруг обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом
приймаємо/>
/>
Моментопору крутінню при d=30 мм:
/>
Моментопору вигину:
/>
Згинальниймомент у перетині А-А
/>
/>
/>
/>
Амплітудай середнє значення циклу:
/>
Амплітуданормальних напруг:
/>,
/> величина дуже маленька томуїї враховувати не будемо
Тоді
/>
/>
Результуючийкоефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )
/>
Умоваміцності виконана.
ПеретинВ-В.Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкового паза
приймаємо/>
/>
Моментопору крутінню при d=35 мм; b=10 мм; t1=5 мм
/>
Моментопору вигину:
/>
Згинальний момент у перетиніB-B
ё/>
/>
/>
/>
Амплітудай середнє значення циклу:
/>
Амплітуданормальних напруг:
/>,
/> величина дуже маленька томунеї враховувати не будемо
Тоді
/>
/>
Результуючийкоефіцієнт запасу міцності по формулі
/>
Умоваміцності виконана.
/>/>8.3 Ведений вал
Матеріалвала — сталь 45 поліпшена. По таблиці 3.3[1] />
Границівитривалості:
/>
/>
/>
Рис.3 — Перетин А-А
Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкового паза
приймаємо/>
/>
Моментопору крутіння при d=55 мм; b=16 мм; t1=6 мм
/>
Моментопору вигину:
/>
Згинальниймомент у перетині А-А
/>
/>
/>
/>
Амплітудай середнє значення циклу:
/>
Амплітуданормальних напруг:
/>,
/> величина дуже маленька томуїї враховувати не будемо
Тоді
/>
/>
Результуючийкоефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )
/>
Умоваміцності виконана.
ПеретинВ-ВКонцентрація напруг обумовлена наявністю шпонкового паза
приймаємо/>
/>
Моментопору крутінню при d=42 мм; b=12 мм; t1=5 мм
/>
Моментопору вигину:
/>
Згинальний момент у перетиніB-B
/>
/>
/>
/>
Амплітудай середнє значення циклу:
/>
Амплітуданормальних напруг:
/>,
/> величина дуже маленька томуїї враховувати не будемо
Тоді
/>
/>
Результуючийкоефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )
/>
Умоваміцності виконана.
9.Вибір сорту масла
Змазуваннязубчастого зачеплення виробляється зануренням зубчастого колеса на проміжному валув масло, що заливається усередину корпуса до рівня, що забезпечує занурення тихохідногоколеса приблизно на 10 мм. Обсяг масляної ванни визначаємо з розрахунку 0.25 дм3масла на 1кВт переданій потужності: V=0.25*11=2.75 дм3. По таблиці 10.8[1]установлюємо в'язкість масла. Для швидкохідного щабля при контактних напругах />401,7 МПа й швидкості v=2,8м/с рекомендується в'язкість, що, масла повинна бути приблизно дорівнює 28*10-6м2/с. Для тихохідного щабля при контактних напругах />400,7 МПа й швидкості v=1,05м/срекомендується в'язкість, що, масла повинна бути приблизно дорівнює 34*10-6м2/с.
Середняв'язкість масла
/>
По таблиці10.10[1] приймаємо масло індустріальне І-30А (за ДСТ 20799-75).
Камерипідшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ-1, періодично поповнюємойого шприцом через прес-маслянки.
/>10.Посадки деталей редуктора
Посадкипризначаємо відповідно до вказівок, які є в табл. 10.13 [1].
Посадказубчастого колеса на вал H7/p6 за ДСТ 25347-82.
Шейкивалів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6.
Відхиленняотворів у корпусі під зовнішні кільця по H7.
Інші посадкипризначаємо, користуючись даними табл. 10.13[1].
Cписоклітератури
1. Чернавський С.О. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібникдля технікумів .- К., 2004
2. Шейнблит А.Е. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібникдля технікумів. – К., 2003
3. Палей М.А. Допуски й посадки: Довідник: В 2ч. Ч.1. – К., 2005
4. В.И.Анурьєв Довідник конструктора-машинобудівника: т.1,2,3. – К., 2004
5. Єремєєв В.К., Горен Ю.Н. Курсове проектування деталей машин: Методичний посібникі завдання до проектів для студентів заочної форми навчання всіх технічних спеціальностей.– К., 2004.