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/>=60/>0,3 /(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;--PAGE_BREAK--
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); продолжение
--PAGE_BREAK--
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)
/>
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×sind1)/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.
Внешниедиаметрывпадин[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. продолжение
--PAGE_BREAK--
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) продолжение
--PAGE_BREAK--
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) продолжение
--PAGE_BREAK--
гдеkf = 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:
ВалI: 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. продолжение
--PAGE_BREAK--
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= 0
/>.
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
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
P1 = (0,4×1×724 + 1,6×1108,5)×1,4×1 = 2890 Н.
/>0,31
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; продолжение
--PAGE_BREAK--
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 Стреб/>С:
19636/>38500 – 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, топо[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
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 Стреб/>С:
19472,3/>31000 – 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: продолжение
--PAGE_BREAK--
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
В этом случае X = 1; Y = 0 [2].
Приведенная нагрузка по формуле (99):
P1 = 1×1×4412×1,4×1 = 6177 Н.
/>0,32
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 Стреб/>С:
32530/>35100 – 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×d />6 мм, (119)
где />мм, (120)
гдеТтх – крутящий момент на тихоходном валу, Н×м (Ттх = 418,66 Н×м). продолжение
--PAGE_BREAK--
/>;
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×d />6 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
bфл/>1,5× 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
Диаметр 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: />; продолжение
--PAGE_BREAK--
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 продолжение
--PAGE_BREAK--
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
Проектирование деталей машин. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1995. 64 с.
Проектирование механических передач / С. А. Чернавский Б. А. Снесарев и др. М., 1984. 560 с.
СТП НИИЖТ 01.01-94. Курсовой и дипломный проекты. Требования к оформлению. Новосибирск, 1993. 44 с.
Иванов М. Н. Детали машин. М., 1991. 383 с.
Курсовое проектирование деталей машин с использованием ЭВМ. Методические указания / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1986. 47 с.
Дунаев П. Ф., Леликов О. П. / Конструирование узлов и деталей машин. М., 1985. 416 с.
Курсовое проектирование деталей машин / В. Н. Кудрявцев и др., Л. 1984. 400 с.
Конструирование деталей машин. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1996. 76 с.
Подбор подшипников качения по динамической и статической грузоподъемности / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1978. 42 с.
Учебно-исследовательская работа студентов в курсовом проектировании деталей машин. Методические указания. / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1987. 22 с.