2. Технічно-розрахунковий розділ

Зміст

1. Вступ

2. Технічно-розрахунковий розділ

2.1 Вихідні дані

2.2 Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок

2.3 Розрахунок клинопасової передачі

2.4 Розрахунок зубчатої передачі редуктора

2.5 Проектний розрахунок валів редуктора

2.6 Конструктивні розміри зубчатої пари

2.7 Конструктивні розміри корпуса редуктора

2.8 Перший етап компоновки редуктора

2.9 Перевірка довговічності підшипників

2.10 Другий етап компоновки редуктора

2.11 Перевірка на міцність шпонкових з‘єднань

2.12 Вточнений розрахунок валів

2.13 Посадка деталей редуктора

2.14 Вибір сорта масла
Список використаних джерел

Додаток В Редуктор циліндричний прямозубий

ХПТК.ХХХХХХ.

Додаток Г Специфікація редуктора циліндричного прямозубий

ХПТК. ХХХХХХ.

1. Вступ

Редуктором називають механізм, складаються з зубчатих чи черв‘ячних передач, виповненні у виді окремого агрегату, який слугує для передачі обертального руху від вала двигуна до валу робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчаті передачі, ланцюгові чи пасові передачі.

Призначення редуктора – зниження кутової швидкості та відповідно підвищення обертаючого моменту відомого валу в порівнянні з ведучим. Механізм для підвищення кутової швидкості, виконаний у вигляді окремих агрегатів, називають прискорювачами чи мультиплікаторами.

Редуктор складається з корпуса (литого чугуного або стального), в якому знаходяться елементи передачі – зубчаті колеса, вали, підшипники і т.д. В окремих випадках в корпусі редуктора розташовують також пристрої для змащування зачеплень і підшипників (наприклад, всередині корпуса редуктора можуть бути розташовані шестерьончатий насос) або пристрої охолодження (наприклад, змійовик з оходжуючьою водою в корпусі редуктора).

Редуктор проектують чи для приводу визначеної машини, чи за заданим навантаженням (моменту на вихідному валу) та передаточним числом без вказання конкретного призначення. Другий випадок притаманний спеціалізованим заводам, на яких організоване серійне виробництво редукторів.

Кінематична схема та загальні види найбільш розповсюджених типів редукторів представлені. На кінематичнії схемі буквою Б позначають вхідний (бистрохідний) вал редуктора, буквою Т – вихідні (тихохідні).

Редуктори класифікують за слідкуючими признаками: типу передачі (зубчаті, черв‘ячні, зубчато-черв‘ячні); числу ступенів (одноступінчаті, багатоступінчаті); типу зубчатих коліс (циліндричні, конічні, конічно-циліндричні); відносному розташуванні валів редуктора в просторі (горизонтальні, вертикальні); особливостями кінематичної схеми (розвернута, соосна).

Можливість отримання великих передаточних чисел при малих габаритах забезпечують планетарні і хвильові редуктори.

2. Технічно розрахунковий розділ

2.1. Вихідні дані

1. Тягове зусилля стрічки F= 1,8 кН

2. Швидкість тягової цепи

3. Шаг тягової цепі P=150

4.Число зубів звездочки z=7

5. Навантаження нереверсивне, близьке до постійного

6.Допустиме відхилення кутової швидкості тихохідного валу від заданої ±5%

7.Термін використання 4 лет.

8. Матеріал шестерні: Сталь 45(покращена) 9. Матеріал колеса: Сталь 45(покращена)

Електродвигун, ведучий шків клинопасової передачі,

ведений шків клинопасової передачі, шестерня,

зубчате колесо, муфта, ведучиї звездочки конвеєра

Рисунок 2.1 – Кінематична схема приводу стрічкового конвеєра

2.2 Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок привода

2.2.1 Для визначення коефіцієнта корисної дії з табл. 1.1/1/с.5 приймемо

ККД клинопасової передачі η₁=0,95

ККД, зубчатої передачі в закритому корпусі η₂=0,98

ККД, враховуючий втрати пари підшипників кочення η₃=0,99

ККД, втрати з‘єднальної муфти η₄=0,98

Загальний ККД приводу

η = η₁ ∙ η₂ ∙ η₃² ∙ η₄ (2.1)

η = 0,95∙0,98∙0,99²∙0,98∙=0,885

2.2.2 Потужність на тихохідному валі

Р_т=F∙v; (2.2)

Р_т=2∙1=2 кВт

2.2.3 Кутова швидкість тихохідного вала

; (2.3)

;

рад/с

2.2.4 Потрібна потужність двигуна

; (2.4)

кВт

2.2.5 З таблиці 1/1/с.390 за потрібною потужністю приймаємо електродвигун типу 100L6, з параметрами Р=2,2 кВт, n=1000^об/_хв, ковзання s=5,1%

2.2.6 Частота обертання вала двигуна під навантаженням:

n_дв = n ∙(1 – s) (2.5)

n_дв = 1000∙(1-0,041)= 959 ^об/_хв.

2.2.7 Кутова швидкість вала електродвигуна

; (2.6)

^рад/_с

2.2.8 Передатне відношення приводу

; (2.7)

2.2.9 По ГОСТ 2185-66 1/1/с.36 приймемо число редуктора и_ред=4 тоді передатне відношення клинопасової передічі буде

; (2.8)

Приймемо і_пас=3,95

2.2.10 Кутові швидкості валів:

вала електродвигуна:

ω_дв=100,4 ^рад/_с

ведучого вала редуктора:

; (2.9)

^рад/_с

відомого вала редуктора:

; (2.10)

^рад/_с

Валу приведеного барабана стрічкового конвеєра

^рад/_с

2.2.11 Відхилення кутової швидкості валу привідного барабану стрічкового конвеєра від заданого

; (2.11)

(2.12)

де Р₁ – потужність на ведучому валі редуктора

Р₁=Р_потр ∙η₁ (2.13)

Р₁= 2,25 ∙0,95=2,13 кВт

2.2.13 Обертаючий момент на веденому валу редуктора

Т₂=Т₁ ∙и_ред (2.14)

Т₂=83∙10 ³∙4=332 Н∙м=332∙10³ Н∙мм

2.3 Розрахунок клинопасової передачі

2.3.1 По номограмі /1/с.134 в залежності від частоти обертання меншого шків n₁=959^об/_хв, і передаваємої потужності Р=Р_пот=2,2 кВт, приймемо січення A.

2.3.2 Обертаючий момент

; (2.15)

2.3.3 Діаметр меншого шківа

; (2.16)

Згідно з табл. 7.7/1/с.131, згідно з обліком того, що діаметр меншого шківа не повинен бути меншим 100 мм, приймемо d₁=100 мм

2.3.4 Частота обертання вала двигуна під навантаженням:

d₂ = i_пас∙d₁(1 – ε) (2.17)

де ε – коефіцієнт відносного ковзання приймемо ε=0,015

d₂ = 3,95∙100 (1-0,041)= 400 мм

Приймемо d₂=450 /1/с.120

2.3.5 Уточнюємо передаточне число

; (2.18)

При цьому кутова швидкість вала буде

; (2.19)

^рад/_с

Розходження з тим що було отримано по перевірному розрахунку

; (2.20)

що менш допустимого ±5%.

Згідно цьому кінцевими приймаємо діаметри d₁=100 мм, d₂=400 мм.

2.3.6 Міжосьова відстань a_р необхідно прийняти в інтервалі

a_min=0,55(d₁+d₂)+T₀ (2.21)

a_min=0,55(100+400)+10,5=285 мм

де Т₀ – висота січення ременя 10,5мм

a_mах=d₁+d₂; (2.22)

a_mах=100+400=500 мм

Приймемо попередньо близьке значення a_р=460 мм

2.3.7 Розрахункова довжина ременя

; (2.23)

Приймемо попередньо близьке значення L_р=2000 мм

2.3.8 Уточнюємо значення міжосьової відстані з обліком стандартної довжини паса

; (2.24)

де W=0,5π(d₁+d₂) (2.25)

W=0,5∙3,14(100+400)=785 мм

у=(d₂- d₁)² (2.26)

у=(400-100)²=90000 мм²

При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані по 0,01L=0,01∙2000=20 мм, для поліпшення натягання пасів на шківи і можливість збільшення його на 0,025L=0,025∙2000=50 мм, для збільшення і забезпечення на тяжіння пасів.

2.3.9 Відхилення кутової швидкості валу привідного барабану стрічкового конвеєра від заданого

(2.27)

2.3.10 Коефіцієнт режиму праці враховуючи умови експлуатації передач приводу до стрічкового конвеєру при однозмінній праці табл./1/с.136 приймемо

С_р=1,2

2.3.11 Коефіцієнт враховуючий вплив від довжини паса табл./1/с.135 для паса переріза А при довжині L=2000 мм

С_L=0,98

2.3.12 Коефіцієнт враховуючий вплив кута обхвату при α₁=146Å

c_α=0,89

2.3.13 Число пасів передачі

(2.28)

де р₀ – потужність передаюча 2-3 клинових паса, табл.7.8/1/с.132, для паса січення Б, при довжині L=2000 мм праця по шківі d₁=140 мм, потужність р₀=2,37 кВт

Приймемо z=2

2.3.14 Коефіцієнт враховуючий число пасів у передачі допускає, що число пасів від 2 до 3 приймемо

С_z=0,95

2.3.15 Натяжіння гілки клинопасового паса

(2.29)

де θ – Коефіцієнт враховуючий вплив центр обіжних сил; c_α,С_р,С_z – розрахункові коефіцієнти; для паса переріза Б θ = 0,18

v = 0,5 ∙ω_дв ∙d₁ (2.30)

v = 0,5 ∙100,27 ∙100 ∙10­­­^-3=45,121 м/с

2.3.16 Розраховуємо тиск на валу

F_B= 2∙F₀∙z∙sin (2.31)

F_B= 2∙154∙3∙sin =693 Н

2.3.17 Ширина шківа

в_ш=(z-1)e+2f (2.32)

де f=12,5 мм, e=19 мм, табл. 7.12/1/с.138

в_ш=(3-1)19 +2∙12,5 = 63 мм

2.4 Розрахунок зубчатої передачі редуктора

2.4.1 Обираємо матеріали з табл.3.3/1/с.34; для шестерні - Сталь 45, термічна обробка поліпшена, твердість НВ 230; для колеса Сталь 45, термічна обробка - поліпшена, твердість НВ 200.

2.4.2 Допустимі контактні напруження

(2.33)

де σ_Hlimb - границя контактної витривалості при базовому числі циклів

σ_Hlimb=2НВ+70 (2.34)

К_HL - коефіцієнт довговічності, приймаємо К_HL=1; коефіцієнт безпечності [S_H]=1,10.

2.4.3 Визначаємо для прямозубих колес допустиме напруження

для шестерні

для колеса

Тоді розрахункове допустиме контактне напруження [σ_H]=[σ_H2]=428 МПа.

2.4.4 Коефіціент К_Нβ­, не дивлячись на симетричне розташування колес відносно опор, приймаємо вище рекомендованого для цього випадку, так як з боку клинопасової передачі дають сили, які викликають допоміжну деформацію вала і погіршують контакт зубів. Приймемо, як випадок не симетричного розташування коліс, значення К_Нβ­=1,25.

2.4.5 Приймемо для прямозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані

2.4.6 Визначимо міжосьову відстань з умови контактної виносливості

(2.35)

Для прямозубих коліс К_а =49,5, а передатне число редуктора и=и_ред=3,55.

Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 а_ω=200 мм

2.4.7 Модуль зачеплення приймаємо по наступній рекомендації

(2.36)

мм

Приймаємо по ГОСТ 9563-60 m=3

2.4.8 Кут нахилу зубів β=0 і визначаємо число зубів шестерні і колеса

(2.37)

мм

Приймаємо z₁=26, тоді

(2.38)

2.4.9 Основні розміри шестерні

Діаметри ділильні

d₁=z₁∙m (2.39)

d₁=26∙3=78 мм

d₂=z₂∙m (2.40)

d₂=104∙3=312 мм

Перевірка

(2.41)

Діаметри виступів

d_а1= d₁+2m (2.42)

d_а1= 78+2∙3=84 мм

d_а2= d₂+2m (2.43)

d_а2=312+2∙3=318 мм

Ширина колеса

(2.44)

мм

Ширина шестерні

(2.45)

2.4.10 Коефіцієнт ширини по діаметру

(2.46)

2.4.11 Окружна швидкість та ступінь точності передачі

(2.47)

^м/_с

При такій швидкості для прямозубих коліс треба приймати по 8-му ступеню точності по ГОСТ 1643-81.

2.4.12 Коефіцієнт навантаження

К_H=К_Hβ∙К_Hv·K_Hα (2.48)

Для прямозубих коліс K_Hα=1, табл.3.6/1/с.40; при v≤5м/хв. Маємо К_Hv=1,05. Значення К_Hβ дані в табл.3.5/1/с.39, при ψ_ва=0,81, твердості НВ≤350; несиметричному розташуванні коліс, маємо К_Hβ=1,23.

К=1,23∙1·1,05=1,29

2.4.13 Перевіряємо контактне напруження

(2.49)

2.4.14 Недовантаження

(2.50)

2.4.15Сили діючі в зацепленні

Колова

(2.51)

Радіальна

F_r=F_t·tgα (2.52)

F_r=4256·tg20=851 H

2.4.16 Напруження вигину

(2.53)

Коефіцієнт навантаження

K_F=K_Fβ·K_Fv (2.54)

При ψ_ва=0,81, твердості НВ≤350; несиметричному розташуванні коліс, маємо К_Fβ=1,17,. K_Fv=1,25, за табл.3.7/1/с.43

K_F=1,17·1,25=1,46

Y_F- коефіцієнт що враховує форму зуба, залежить від числа зубів

у шестерні z₁=24

у колеса z₂=76

за с.42/1/ Y_F1=4,28; Y_F2=3,6

Допустиме навантаження

(2.55)

для Сталі 45 поліпшеної, при твердості НВ≤350 по табл.3.9/1/с.45

. (2.56)

для шестерні ; для колеса

(2.57)

По табл.3.9/1/с.45 =1,75; =1

Допустиме навантаження:

Для шестерні

Для колеса

Значення відношення

Для шестерні

Для колеса

Визначивши коефіцієнти, перевіряємо міцність зуба колеса

2.5 Проектний розрахунок валів редуктора

2.5.1 Крутні моменти в поперечних січеннях валів׃

Ведомого

Т_к2=Т₂=332∙10³ Н∙мм

Ведучого

Т_к1=Т₁=83∙10³ Н∙мм

2.5.2 Діаметр вихідного кінця ведучого вала по розрахунку на кручення [τ_к]=25МПа

(2.58)

Приймемо d_B1=30 мм;

Діаметр під підшипник попередньо приймаємо d_n1=35 мм;

Діаметр під посадку шківа d_К1=30 мм;

2.5.2 Діаметр вихідного кінця ведомий вала

(2.59)

Приймемо d_B2=45 мм;

Діаметр під підшипник попередньо приймаємо d_n2=50 мм;

Діаметр під посадку колеса d_к2=55 мм

2.6 Конструктивні розміри зубчатої пари

Шестерню робимо за одне ціле з валом (рис.2),її розміри були визначені раніше: d₁=78 мм, d_a1=84 мм, b₁=55 мм.

Рисунок 2.2 - Зубчате колесо

Колесо коване: d₂=312 мм, d_a2=318 мм, b₂=50 мм.

Діаметр ступиці:

d_ст=1,6d_k2 (2.60)

d_ст=1,6·55=88 мм

Довжина ступиці:

l_ст=(1,2÷1,5)d_B2 (2.61)

l_ст=(1,2÷1,5)55=66÷82,5 мм

Приймемо l_ст=70 мм

Товщина ободу:

δ₀=(2,5÷4)т (2.62)

δ₀=(2,5÷4)4=10÷16

Приймемо δ₀=10 мм

Товщина диска

С=0,3·в₂ (2.63)

С=0,3·50=15 мм

2.7 Конструктивні розміри корпус редуктора

2.7.1 Товщина стінок та корпуса

δ = 0,025а + 1 (2.64)

δ = 0,025∙200 + 1 = 6 мм

δ₁ = 0,02а + 1 (2.65)

δ₁ = 0,02∙200 + 2 = 5 мм

Приймемо δ₁ = 8 мм δ = 8 мм

2.7.2 Товщина фланців корпуса та кришки

в=1,5∙δ (2.66)

в=1,5∙10=12 мм

2.7.3 Товщина нижнього поясу при наявності бобишек

р₁=1,5∙δ (2.67)

р₁=1,5∙8=12 мм

р₂=235δ (2.68)

р₂=235 8=19 мм

Приймемо р₂=20 мм.

2.7.4 Діаметри болтів׃

d₁=(0,03-0,036)а+12 (2.69)

d₁=(0,03-0,036)200+12=18-19,2 мм

Приймаємо болт з різьбою М20

Кріпильних кришку з корпусом

d₂=(0,5-0,75)d₁ (2.70)

d₂=(0,5-0,75)30=15-22,5 мм

Приймаємо болт з різьбою М15

З‘єднальних кришку підшипників з корпусом

d₃=(0,5-0,6)d₁ (2.71)

d₃=(0,5-0,6)30=15-18 мм.

Приймаємо болт з різьбою М16.

2.8 Перший етап компоновки редуктора

2.8.1 Викреслюємо внутрішню стінку корпуса:

а) Приймаємо зазор між торцями шестерні та внутрішньою стінкою корпуса А₁=1,2δ=1,2·10=12 мм, при присутній ступиці зазор береться від ступиці;

б) Приймаємо зазор від кола вершин зубів колеса А=δ=10 мм;

в) Приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника та внутрішньою стінкою корпуса А=δ=10 мм; якщо діаметр кола вершин зубів шестерні буде більший за зовнішній діаметр підшипника, то відстань А береться від шестерні.

2.8.2 Попередньо візьмемо радіально шарикові підшипники середньої та легкої серії, габарити підшипників вибираємо по діаметру вала у місці посадки підшипників d_n1=30мм, та d_n2=45 мм.

Таблиця 2.1 – Параметри підшипників

Умовне позначення підшипників	d	D	B	C	C0
мм	кН
207	30	72	17	25,5	13,7
310	50	110	27	65,8	36

Вирішуємо питання про змащування підшипників. Приймаємо для підшипників пластично змащувальний матеріал. Для уникання витікання змазки в середину корпуса та вимивання пластично змащувального матеріалу рідкою оливою з зони зачеплення встановлюємо мазевтримуючі кільця. Їх ширина визначає розмір y=8÷12 мм.

Товщину фланця кришки підшипника приймаємо приблизно рівну діаметру d₀ отвору; в цьому випадку Δ=10 мм.

Висоту болта приймаємо 0,7d·δ=0,7·10=7 мм.

2.9 Перевірка довговічності підшипників

2.9.1 Ведучий вал:

З попередніх розрахунків приймаємо F_t=4256 H, F_r=850 Н, F_a=0 H,. З першого етапу компоновки l₁=54 мм; l₂=57 мм; l₃=57 мм.

Реакції опор

2.9.2 Вертикальна площина xz

(2.72)

(2.73)

(2.74)

Перевірка

(2.75)

2.9.3 Сумарні реакції

(2.76)

(2.77)

2.9.4 Підбираємо підшипник по найбільш навантаженій опорі.

Намічаємо радіально-шарикові підшипники №207 (П3/1/: d=35 мм; D=72мм; B=17 мм; C=25,5кН; C₀=13,7 кН.

2.8.12 Еквівалентне навантаження

P_e1=(хP_R1 ∙v+YP_a2)∙K_σ∙K_т (2.78)

В якій радіальне навантаження P_r1=1097 H; осьове навантаження Р_а=F_а=0 Н; v=1 - обертається внутрішнє кільце підшипника; коефіцієнт безпеки для привадів стрічкових конвеєрів К_δ=1,3 табл.9.19/1/; К_т=1 табл.9.20/1/.

Відношення цій величині по табл.9.18/1/ відповідає е=0

Відношення

Х=1 та Y=0

Тоді формула (2.78) має вигляд

P_e=P_R1 ∙v∙K_δ∙K_т (2.79)

P_e=2170 ∙1 ∙ 1,88 ∙1,3 =5303 Н

2.9.5 Розрахункова довговічність млн.об.

(2.80)

2.9.6 Розрахункова довговічність, год

(2.81)

год

2.9.7 Вал ведомий:

Відстань між опорами l₂=57 мм, l₃=57 мм.

2.9.8 Реакції опор

Вертикальна площина XZ

(2.82)

(2.83)

Перевірка

(2.84)

2.9.9 Горизонтальна площина YZ

(2.85)

Ry4=425

2.9.10 Сумарні реакції

(2.86)

(2.87)

2.9.4 Підбираємо підшипник по найбільш навантаженій опорі.

Намічаємо радіально-шарикові підшипники №310 (П3/1/: d=50 мм; D=110 мм; B=27 мм; C=65,8 кН; C₀=36 кН.

2.8.12 Еквівалентне навантаження

P_e1=(хP_R1 ∙v+YP_a2)∙K_σ∙K_т (2.88)

В якій радіальне навантаження P_r4=1900 H; осьове навантаження Р_а=F_а=155,3 Н; v=1 - обертається внутрішнє кільце підшипника; коефіцієнт безпеки для привадів стрічкових конвеєрів К_δ=1 табл.9.19/1/; К_т=1 табл.9.20/1/.

Відношення цій величині по табл.9.18/1/ відповідає е=0

Відношення

Х=1 та Y=0

Тоді формула (2.98) має вигляд

P_e=P_R1 ∙v∙K_δ∙K_т (2.89)

P_e=2170∙1 ∙ 1,2 ∙1 =2604 Н

2.8.14 Розрахункова довговічність

(2.90)

2.8.15 Розрахункова довговічність, год

(2.91)

год

2.10 Другий етап компоновки редуктора

Викреслюємо шестерню та колесо по конструктивним розмірам найдених раніше. Шестерню виконуємо як єдине ціле з валом.

Конструюємо вузол ведучого вала:

а) Наносимо осьові лінії, віднесені від центру редуктора на відстань l₂=l₃, враховуючи величину а₁.

б) Між торцями підшипників та внутрішньою по верхньою стінки корпуса викреслюємо мазевтримуючі кільця. Їх торці повинні виступати у внутрішню сторону корпуса на 1…2 мм від внутрішньої стінки. Тоді ці кільця будуть виконувати масловідкидуючих кілець. Для зменшення числа ступенів вала кільця встановлюємо на той же діаметр, що і підшипники. Фіксація їх в осьовому напрямку здійснюється заплечником вала та торцями внутрішніх кілець підшипників.

в) Викреслюємо кришки підшипників, з вплотнюючими прокладками та бовтами.

г) Перехід вала до приєднувального кінця виконується на відстані 10…15 мм від торця кришки підшипника так, щоб ступиця шківа не задівала головки бовтів кріплення кришки.

Аналогічно конструюємо вузол відомого вала.

а) Для фіксації зубчатого колеса в осьовому напрямку передбачаємо стовщення вала з однієї сторони та встановлення розпірної втулки з другої; шість переходів вала, зміщуємо на 2…3 мм у внутрішню частину розпірної втулки, для того, щоб гарантувати притискування мазевтримуючого кільця до торця втулки.

б) Відклавши від середини редуктора відстань l₄ та l_5,, проводимо осьові лінії враховуючи а₂, та викреслюємо підшипники.

в) Викреслюємо мазевтримуючі кільця, кришки підшипників з прокладками та бовтами.

На ведучому та веденому валах викреслюємо шпонки призматичні зі скругленими торцями по ГОСТ23360-78. Викреслюємо шпонки, приймаючи Їх 5…10 мм менше довжини ступиці.

2.11 Перевірка міцності шпонкових з‘єднань

Розміри січень шпонки і пазів та довжин шпонок по ГОСТ 23360-78. Приймаємо матеріал шпонки – Сталь 45 нормалізована.

2.11.1 Напруга зминання та умова міцності

(2.92)

Допустиме напруження зминання при стальній ступиці [σ_зм]=100÷120 МПа, чавунній ступиці [σ_зм]=50÷70 МПа

Ведучий вал:

Перевіряємо шпонку під шківом d_B1=30 мм; b×h×l = 10×8×40 t₁=5 мм.

Ведомий вал:

Перевіряємо шпонку під колесом:

d=55 мм, b×h×l = 16×10×50 t₁=7 мм.

Перевіряємо шпонку під муфтою МУФП d_в2=45 мм, b×h×l=12x10x40, t₁=6 мм,

Умова σ_зм≤[σ_зм] виконана.

2.12 Вточнений розрахунок валів

Ведучий вал:

2.12.1 Межа витривалості при симетричному циклі згину

(2.93)

де σ_В=780 МПа - межа міцності

2.12.2 Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

(2.94)

Січення А-А. Це січення при передачі крутного моменту від електродвигуна через клинопасову передачу.

Концентрацію напружень визначає наявність шпонкової канавки.

2.12.3. Коефіцієнт запасу міцності

(2.95)

де t_v=t_m= , амплітуда та середнє напруження від нульового цикла звідси

При d=28 мм; b=8 мм; t₁=4 мм.

(2.96)

t_v=t_m= ,

По табл.8.5/1/с.165 для валів з одною шпонковою канавкою при σ_В=570 МПа К_τ=1,68

По табл.8.5/1/с.166 при d=30 мм ξ_δ=0,76;.

Для вуглецевої сталі ψ_t=0,1 по с.166/1/.

2.12.4 Момент в січенні А-А від консольного навантаження

2.12.5 Коефіцієнт запасу прочності по нормальнім навантаженням

(2.97)

2.12.7 Результатній коефіцієнт запасу прочності

(2.98)

За тієїж причини перевіряти прочнісьть в січенні Б-Б та В-В немає потреби.

Ведомий вал:

Матеріал вала - Сталь 45 нормалізована σ_В=570 МПа

(2.99)

(2.100)

Січення Г-Г діаметр вала в цьому місці Ç50. Концентрація напружень обумовлено наявністю шпонкової канавки. К_σ=1,59; K_t=1,49 по табл..8.5/1/С.165

Масштабні фактори ξ_σ=0,775 ξt=0,67 по табл.8.8/1/с.166

Коефіцієнти ψ_В=0,15 ψ_t=0,1 по с.163-166/1/

2.12.13 Загальний момент в горизонтальній площині

(2.101)

2.12.14 Загальний момент в січенні

(2.102)

2.12.15 Сумарний мамент в січенні

(2.103)

2.12.16 Момент опору крученню

(2.104)

2.12.17 Момент опору згину

(2.105)

2.12.18 Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

(2.106)

2.12.19 Амплітуда нормальних напружень

(2.107)

2.12.20 Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням

(2.108)

2.12.21 Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напруженням

(2.109)

2.12.22 Результуючий коефіцієнт запаса міцності

(2.110)

В усіх січеннях S>[S].

2.12.23 Січення Д-Д

Концентрація напружень обумовлено посадкою підшипника з гарантованим натягом

по табл.8.7/1/с.167

2.12.24 Згибальний момент

(2.111)

2.12.25 Амплітуда нормальних напружень

2.12.26 Полярниий момент опору

W_p =2W

W_p=2·39500=79000 мм³

2.12.27 Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

(2.112)

2.12.28 Коефіцієнт запасу міцності

(2.113)

Січення E-E. Концентрацію напружень визначає наявність шпонкової канавки.

К_τ=1,49; ξ_τ=0,69 $ψ_t=0,1

2.12.29 Момент опору крученню

(2.114)

2.12.30 Момент опору згину

(2.115)

2.12.31 Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

(2.116)

2.12.32 Коефіцієнт запасу міцності

(2.133)

2.13 Посадка деталей редуктора

Посадки назначаю керуючись даними табл.10.13/1/с.263

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Посадка шківа клинопасовой передачі .

Шийки валів під підшипник k6. Відхилення отворів в корпусі під наружне кільце по Н7.

Посадка крильчаток на вал редуктора Н8.

2.14 Вибір сорта масла

Змащування зацеплення та підшипликів використовується розбризкуванням рідкого мастила крильчатками. По табл. 10.9/1/с.253 встановлюю в‘язкасть мастила. При контактних напруженнях та швидкістю рекомендуєма в‘язкість мастила повинна бути приблизно рівна 20∙10^-6 м²/с по табл. 10.10/1/с.253. Приймаємо мастило індустріальне И-20А.

Список використаной літератури

1. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.Ц. Цикович, В.П. Козинков. «Курсовое

проэктирование деталей машин»М 1987.

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. «Курсовое проэктирование деталей машин» М 1990.

3. А.Е. Шейнблит «Курсовое проэктирование деталей машин» М 1991.

4. Д.В. Чернышевский «Детали машин и механизмов. Курсовое проэктирование»

К 1987.

5. И.И. Устюгов «Детали машин» М 1981.

Дата добавления: 2015-09-29