СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
1. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
2. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
3. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИРЕДУКТОРА
4. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИРЕДУКТОРА
5.КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА
6. РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА
6.1 Расчет входного вала
6.2 Расчет промежуточного вала
6.3 Расчет выходного вала
7. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
7.1 Выбор материала и методикарасчета
7.2 Расчет шпонок
8. ВЫБОР И РАСЧЕТ СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ
9. ВЫБОР СМАЗКИ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ ИПОДШИПНИКОВ
9.1 Смазывание зубчатого зацепления
9.2 Смазывание подшипников
ЛИТЕРАТУРА
ПРИЛОЖЕНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатыхили червячных (колес) передач, выполненных в виде отдельного агрегата ислужащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора – понижениеугловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого валапо сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), вкотором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Вотдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.
Редукторыклассифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые,червячные или зубчато-червячные);
числу ступеней(одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);
типу зубчатых колес(цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.);
относительномурасположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);
особенностямкинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).
Двухступенчатые цилиндрическиередукторы.
Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальныередукторы, выполненные по развернутой схеме. Эти редукторы отличаютсяпростотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышаетсяконцентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следуетприменять жесткие валы.
/>1. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
На рис.1.1 изображен компоновочный вариант кинематической схемы приводной станции:
/>
1 — электродвигатель;
2 – гибкая передача;
3-редуктор цилиндрический;
4- муфтасоединительная.
Определяемпотребную мощность /> и диапазончастоты вращения электродвигателя />:
/>,(1.1)
где РТ — мощность, затрачиваемаяна тех. процесс; Рт=10000Вт; /> -общий КПД привода.
/>,(1.2)
где nт — частота вращения технологического вала; nт=55 мин-1
/>,(1.3)
где />, />, />, /> значение КПД механическихпередач с учетом потерь в подшипниках.
Принимаем/>=0,95, />=0,96, />=0,97, />=0,99 табл. 6.3. [1]
/>
Принимаемпередаточные числа редуктора;
/>, />.
Определимобщее передаточное число редуктора
/>.(1.4)
/>.
Мощностьдвигателя определим по формуле:
/>.
Выбираемиз каталога конкретный электродвигатель серии 4А. Двигатель 4АM160S4У3, Рэ=15000 Вт, nэ =1477 мин-1, dэ=42 мм.
Определяемпередаточное отношение ременной передачи:
/>.
Определяемдействительное общее передаточное число привода и производим его разбивку попередачам, руководствуясь тем, что:
/> />; />
/> /> /> />,
Длясхемы на рис.1.1.
/> />(1.5)
Uобщ=2900/80=36,25
Uред=4·3,15=12,6
Uцеп=29,54/12,6=2,34
Определяемрасчетные параметры на всех валах приводной станции:
/> />(1.6)
где /> — КПД от технологическоговала к определяемому;
/> – передаточное отношение от вала электродвигателя к определяемому.
Рт=10000Вт
Р3=10000/(0,990,95)=10632,6Вт.
Р2=10632,6/(0,99 0,96)=11187,5Вт.
Рдв=Р1=11645 Вт.
/>
/>
/>
Определяемкрутящие моменты на валах.
/>(1.7)
/> />
/> />
Проведемпредварительный расчет валов. Определяем диаметр вала из условия прочности накручение по формуле пониженных допускаемых напряжениях.
/>(1.8)
где /> допускаемое условное напряжение прикручении, МПа. Которое ориентировочно принимается />=15-25МПа.
/>, Принимаем d=25 мм.
/> Принимаем d=45 мм.
/>.
2. РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Определяем шаг цепи из условия:
/> (2.1)
где Т2—вращающиймомент на ведущей звездочке, Н∙м;
Кэ—коэффициент учитывающийусловия эксплуатации;
Кэ=КдКаКнКрегКсмКреж; (2.2)
где Кд—коэффициент,учитывающий динамичность нагрузки;
Кд=1 стр.269/3/
Ка—коэффициентучитывающий длину цепи;
Ка=1 стр.269/3/
Кн—коэффициент,учитывающий наклон передачи;
Кн=1.25 стр.269/3/
Крег—коэффициентучитывающий регулировку передачи;
Крег=1.1 стр.269/3/
Ксм—коэффициентучитывающий характер смазки;
Ксм=1.5 стр.269/3/
Креж–коэффициент учитывающий режим работы;
Креж=1 стр.269/3/
Кэ=1×1×1.25×1.1×1.5×1=2.06.
Z1—число зубьев ведущей звёздочки;
Z1=29-2U (2.3)
Z1=29-2∙2,2,34=24,32, принимаем Z1=25 согласно рекомендации стр. 91 /4/.
[p]—допустимое давление в шарнирах цепи, Н/мм2;
[p]=32 Н/мм2 стр. 91 /4/.
v—число рядов цепи;
Принимаем v=2.
/>37,78 мм
Принимаем стандартный шагцепи р=38,1мм.
Определяем число ведомой звёздочки:
Z2=Z1U=25∙2,34=58,5 принимаем Z2=59.
Определяем фактическое передаточноеотношение:
uцеп =/> (2.4)
uцеп =/> =2,36
Согласно рекомендациям стр.92/4/ принимаем межосевое расстояние в шагах ар=40.
Вычисляем число звеньев цепиlр.
/> (2.5)
/>=164,7,
принимаем согласнорекомендации стр. 92 /4/ lр=166
Определяем фактическое межосевоерасстояние в шагах:
/> (2.6)
/>=47,93
Принимаем межосевое расстояниев шагах аt=48.
Определяем фактическое межосевоерасстояние а:
а=аt∙р=48∙38,1=1828,8 мм.
Определяем длину цепи l мм:
l=lрр=166·38,1=6324,6 мм.
Определяем диаметры звёздочек:
dд=/>
Ведущей звёздочки:
dд1=/>=303,98мм.
Ведомой звёздочки:
dд2=/>=715,8мм.
Диаметр выступов звёздочки:
/> (2.7)
где К—коэффициент высоты зуба,К=0,7 стр. 92 /4/;
Кz—коэффициент числа зубьев;
Кz=ctg1800/Z
Кz1=ctg1800/25=7,91
Кz1=ctg1800/59=18,76
λ—геометрическая характеристика зацепления:
λ=р/d1 (2.8)
где d—диаметр ролика шарнира цепи, мм
d=25,4 стр. 131 /7/.
λ=31,75/22,23=1,25
Ведущей звёздочки:
/>=318,59 мм.
Ведомой звёздочки:
/>=851,6.
Диаметры окружностей впадин:
/>(2.9)
Ведущей звёздочки:
/>=281,63 мм
Ведомой звёздочки:
/>=694,8 мм.
Определяем фактическую скоростьцепи:
/> (2.10)
/>=1,86 м/с.
Определяем окружную силу передаваемуюцепью:
/> (2.11)
/>=5716 Н.
Проверяем давление в шарнирахцепи:
рц=/> (2.12)
А—площадь опорной поверхностишарнира, мм;
А=d1b3 (2.13)
b3—ширина внутреннего звена цепи, мм;
b3=25,4 мм
А=2·11,1∙25,4=563,8мм2
рц=/> Н/мм2
Уточняем допустимое давлениев шарнирах цепи в зависимости от скорости цепи стр. 91 /4/.: [рц]=24Н/мм2 Условие прочности выполняется.
Определяем коэффициентзапаса прочности:
/> (2.14)
Fр—разрушающая нагрузка цепи, Н, Fр=254000 Н стр. 131 табл. 8.1 /8/.
Кд—коэффициент,учитывающий динамичность нагрузки;
Кд=1 стр.269/8/
F0—предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви( от силы тяжести):
F0=Кfqag (2.15)
где Кf—коэффициент провисания, Кf=3 стр. 94 /4/.
q—масса 1 м цепи, q=11 кг
а—межосевое расстояние,м; а=1,828 м.
g—ускорение свободного падения, g=9,81 м/с2.
F0=3∙11∙1,82∙9.81=589,2 Н.
Fv—натяжение цепи от центробежных сил,Н;
Fv=qv2 (2.16)
Fv=11∙1,862=38,05 Н
Тогда:
/>=25,3>[S]=8,2 стр. 94 табл. 5.9 /4/.
Определяем силу давления цепина вал:
Fоп=kвFt+2F0 (2.17)
Kв—коэффициент нагрузки вала, kв=1,15 стр.90 табл. 5.7 /4/.
Fоп=1,15∙5716+2∙589,2=7758 Н
3. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИРЕДУКТОРА
Принимаемдля изготовления шестерни и колеса обеих ступеней для уменьшения номенклатурысталь 40Х (улучшение) со следующими механическими характеристиками: для колеса σВ= 830 Н/мм2, σТ = 540 Н/мм2, НВ=260;для шестерни σВ = 930 Н/мм2, σТ =690 Н/мм2, НВ=280.
Эквивалентноечисло циклов перемены напряжений определяем по формуле (3.1) для колесатихоходной ступени
/>(3.1)
где n – частота вращения того из колес,для которого определяется допускаемое напряжение, об/мин.
/>
/>
Определяемчисло циклов напряжения по формуле (3.2)
/>(3.2)
где Тmax = Т1 – максимальныймомент, передаваемый рассчитываемым колесом в течение Lh1 часов за весь срок службы при частоте вращения nT1 об/мин; Т2…Тi – передаваемые моменты в течение времени Lh2…Lhi при nT2…nTi оборотах в минуту; с – число колес,находящихся в зацеплении с рассчитываемым.
Так какрежим нагрузки постоянный, NHE в формуле (3.2) заменяется на расчетное число цикловперемены напряжений, определяемое по формуле:
/>(3.3)
где Lh – расчетный срок службы передачи.
NК1 = 60∙1477∙2000=17,7∙107
NК2 = 60∙369,25∙2000=4,43∙107
Определяембазовый предел контактной выносливости из формулы (3.4) для шестерен быстроходнойи тихоходной ступени
/> = 2 НВ + 70 (3.4)
/> = 2∙280 + 70 = 630 Н/мм2 ;
дляколес
/> = 2∙260 + 70 = 590 Н/мм2 .
Допускаемыенапряжения изгиба при расчете на выносливость определяются по формуле:
/>(3.5)
/>. Принимаем SH=1,1÷1,2, SH=1,1.
/>
/>
Выбираемдопустимое />=536,36 МПа.
Производимрасчет на прочность тихоходной ступени как более нагруженной.
/> = НВ + 260(3.5)
/> = 280 + 260=540 МПа
/> = 260 + 260=520 МПа
/>
/>
Делительныйдиаметр шестерни d1 (мм) определяется из условияобеспечения контактной прочности по формуле
/>,(3.6)
где Kd – вспомогательный коэффициент, МПа1/3;
Kd=770– для стальных прямозубых колес;
Kd=675– для стальных косозубых и шевронных колес;
/> – коэффициент, учитывающий неравномерностьраспределения нагрузки по ширине венца; Т2Н – передаваемый крутящиймомент на числа тех, число циклов действия которых превышает 0,03 NHE, Н·м (NHE – эквивалентное число циклов переменынапряжений); /> – допускаемое контактное напряжение, МПа.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливостиактивных поверхностей зубьев по формуле:
aw=Ка(u+1)/> (3.5)
где для косозубых колёс Ка=43, а передаточноеотношение редуктора uр=4.
yab—коэффициентширины колеса. Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевомурасстоянию yab =/>=0.2 стр.157 /8/. где />=1,09.
aw=/>=150,1 мм, принимаем 150мм.
Рабочаяширина тихоходной ступени
/>
/>
Принимаем/>=30 мм.
Дляопределения остальных диаметров зубчатых колес необходимо найти модуль,ориентировочное значение которого можно вычислить по формуле
/>(3.8)
Определяеммодуль зацепления по формуле (3.8):
/>
/>=25 (табл. 9.5 [3]). Принимаем m=2 мм.
Принимая/>, определяем угол наклоназубьев:
/>(3.9)
/>
/>
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
ZΣ=/> (3.10)
ZΣ=/>146,7 принимаем ZΣ=147.
Уточняем угол наклона зубьев:
сosβ=/> (3.11)
сosβ=/>0,913
Тогда угол β=11028’.
Определяем действительноечисло зубьев шестерни:
/> (3.12) />=29,4
Принимаем Z1=30
Число зубьев колеса:
Z2=ZΣ-Z1 (3.13)
Z2=147-30=117
Уточняемдиаметры:
/>(3.12)
/>
/>
Уточняеммежосевое расстояние:
/>(3.13)
/>
Диаметрыколёс:
/>(3.15)
/>
/>
/>(3.16)
/>
/>
Производимпроверочный расчет по контактным напряжениям, для чего определяем:
окружнуюсилу
/>
/>
/>(3.17)
/> Н
/>(3.18)
/> Н
окружнуюскорость определим по формуле
/>(3.19)
/>
Потаблице 9.10 [1] назначаем 9-ю степень точности. По таблице 9.9 [1] g0=73, по таблице 9.7 [1] δН=0,002.Удельная окружная динамическая сила по формуле (3.20).
/>(3.20)
где δН– коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификациипрофиля зубьев. Значения δН при расчете на контактные иизгибные напряжения различны; g0– коэффициент, учитывающий влияниеразности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; v – окружная скорость, м/с.
Отсюдаудельная окружная динамическая сила равна:
/>.
Удельнаярасчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле (3.21).
/>(3.21)
/>.
Поформуле
/>(3.22)
/>
Поформуле
/>(3.23)
/>
/> (рис.9.7 [1]).
Дляполюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле(3.22).
Определяемрасчетное контактное напряжение по формуле
/>,(3.24)
где /> – коэффициент, учитывающийформу сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; при Х=0 и ХΣ=0 />=200, />=1,77 cos β; /> – коэффициент, учитывающиймеханические свойства материалов колес (Епр – приведенный модульупругости материала зубчатых колес, v — коэффициент Пуассона); для стальных колес />;/> – коэффициент, учитывающийсуммарную длину контактных линий; для прямозубых передач />; для косозубых и шевронныхпри />; /> – удельная расчетнаяокружная сила, Н/мм.
Учитывая,что ZH=1,77·cos11028’=1,71; ZM=275.
/>
/>(3.25)
/>
/>
/>
Недогрузка1,9% Проверка по напряжениям изгиба:
/>(3.26)
/>
/>
Находимзначение коэффициента в зависимости от числа зубьев: YF1=3,9, YF2=3,6по графику 9.6 [1].
Определяемэквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
/>
/>.
Расчетпроизводим по шестерне.
При
/> />
/>;
/>(3.27)
/>
Пографику />.
Потаблице 9.8 [1] />=0,006; g0=73.
/>,
Извыражения (3.21)
/>.
Поформуле (3.22) определяем
/>
Поформуле (3.23)
/>
Напряжениеизгиба определяем по формуле (3.24)
/> .
Прочностьпо напряжениям изгиба обеспечена.
/>4. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
Делительныйдиаметр шестерни d1 (мм)определяется из условия обеспечения контактной прочности по формуле из условия соосностимежосевое расстояние аw=150мм.
/> мм
/> мм
Определяемкоэффициент
/>
/>
где />=1,03, Kd=770
Рабочаяширина быстроходной ступени
/>
/>
Принимаем/>=50 мм.
Дляопределения остальных диаметров зубчатых колес необходимо найти модуль,ориентировочное значение которого можно вычислить по формуле
/>(4.1)
Наосновании рекомендации принимаем параметр />=25 и определяем модуль зацепления по формуле (4.1):
/>
По СТСЭВ 310-76 и на основании рекомендаций принимаем m=2 мм.
Определяемчисло зубьев шестерни и колеса:
/>(4.2)
/>.
/>. (4.3)
/>.
Уточняемдиаметры колес тихоходной ступени:
/>(4.4)
/>
/>(4.5)
/>
/>
поформуле 3.16
/>
/>
/>
Определяеммежосевое расстояние
/>(4.6)
/>
Выполнимпроверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям, для чегоопределяем следующие величины:
Окружнуюсилу
/>(4.7)
/>
/>(4.8)
/>
окружнуюскорость по формуле (3.19)
/>
Потаблице 9.10 [1] назначаем 8-ю степень точности. По таблице 9.9 [1] g0=56, по таблице 9.7 [1] δН=0,006.Удельная окружная динамическая сила по формуле (3.20).
/>.
Удельнаярасчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле: (3.21)
/> (рис. 9.5 [1]).
/>.
Поформуле (3.22):
/>
Поформуле (3.23):
/>
Дляполюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле(3.24), учитывая, что ZH=1,77, ZM=275.
/>(4.9)
/>
/>
/>
Недогрузкасоставляет 7,2%, что допустимо.
Тогда
/>
/>
/>
/>
Недогрузкасоставляет 1,4%, что допустимо.
Производимпроверку по напряжениям изгиба по формуле (3.24).
Находимзначение коэффициента в зависимости от числа зубьев: YF1=3,8, YF2=3,6(рис.9.6 [1]).
Определяемменее прочное звено:
/>
/>.
Расчетпроизводим по шестерне.
Коэффициентконцентрации нагрузки /> (рис. 9.5 [1]).
Поформуле (3.20):
/>,
где />=0,016 (табл.9.8 [1]), g0, v, />, u имеют прежние значение.
Поформуле (3.21)
/>
Коэффициентдинамическое нагрузки по формуле (3.22)
/>
Поформуле (3.23)
/>
/>
Напряжениеизгиба
/>(4.10)
/> .
5.КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА
Корпус редукторавыполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.Для удобства сборки корпусвыполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяетиспользовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобстваобработки располагаем параллельно плоскости основания. Для соединения корпуса икрышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцыобъединены с приливами для подшипников.
Толщинастенок основания корпуса и крышки редуктора:
/>=0,025·150+1=5,5
Принимаем />,
/>=0,02·150+1=4,6
Принимаем />.
Толщинафланцев поясов корпуса и пояс крышки
/>
/>
нижнийпояс корпуса
/>,
принимаемр=20 мм.
Диаметрыболтов:
– фундаментальных
/>
принимаемболты с резьбой М18
– крепящихкрышку корпуса у подшипников
/>
принимаемболты с резьбой М12.
– соединяющихкрышку с корпусом
/>
принимаемболты с резьбой М10.
Ширинафланцев: К=2,7d
верхнегоК1=2,7 ·10=27 мм;
нижнегоК2=2,7· 18=50 мм.
Толщинустенок крышек подшипников, принимаем в зависимости от диаметра самогоподшипника по табл. 5.4 [3].
/>6.РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА/> 6.1Расчет входного вала
/>
/>
Материалвала сталь 45Х
Определяемизгибающий момент по формуле (6.12)
/> Н·м
Определяемреакции в опорах в вертикальной плоскости
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Проверка
/>
-912,7+779,2+133,5=0
Определяемреакции в опорах в вертикальной плоскости
/>
/>
/>
/>
Производимпроверку правильности определения численных значений реакций
-/>
/>
Диаметрвыходного конца вала d=25 мм
Диаметрпод подшипники d=30 мм
/>мм(6.2)
Определяемдиаметр вала в опасном сечении считаем опасным сечением вал под подшипником,так как шестерня выполняется заодно с валом по формуле (6.2)
/>мм,
принимаемd=30 мм.
Определиммомент сопротивления сечения вала по формуле (6.3).
/>
Определимполярный момент по формуле (6.5).
/>
/>
/>
Определимкоэффициент безопасности по изгибу по формуле (6.5).
/> табл.12.13 [1]
/>
/> табл.12.9 [1]
/>=0,77, />=0,81 табл.12.2 [1]
/>=1,9, />=1,7табл.12.3 [1]
Поформуле (6.7)
/>
/>
/>
Поформуле (6.7)
/>
Расчет подшипников
Принимаемподшипник №206.
Характеристикаподшипников: С=38000 Н; С0=25500 [2].
Требуемаядолговечность 2000 ч.
Реакциив подшипниках:
/>(6.8)
Реакциив подшипниках определим по формуле (6.8).
/>Н
/>Н
/>е=0,42
/>
X=1 Y=0, />(6.10)
Поформуле (6.10)
/>
Подшипникподобран верно./>6.2Расчет промежуточного вала
/>
Материалвала сталь 45Х.
Определяемизгибающий момент по формуле
/> Н·м(6.11)
/> Н·м
Определяемреакции в опорах в горизонтальной плоскости
/>
/> Н
/>
/> Н
Производимпроверку правильности определения численных значений реакций
/>, />
Определяемреакции в опорах в вертикальной плоскости
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Производимпроверку правильности определения численных значений реакций
/>
-397,37-912,7+2422-1111,5=0
Принимаемдиаметр вала под подшипник d=45мм.
Определяемдиаметр вала в опасном сечении по формуле (6.2).
Опасноесечение возникает под зубчатым колесом.
/>мм
Конструктивнопринимаем d=50 мм.
Определиммомент сопротивления сечения вала по формуле (6.3).
/>
Определимполярный момент по формуле (6.5).
/>
/>
/>
Определимкоэффициент безопасности по изгибу по формуле (6.5).
/> табл.12.13 [1]
/>
/> табл.12.9 [1]
/>=0,77, />=0,81 табл.12.2 [1]
/>=1,9, />=1,7табл.12.3 [1]
Поформуле (6.7)
/>
/>
/>
Поформуле (6.7)
/>
Расчет подшипников
Принимаемподшипник №209.
Характеристикаподшипников: С=67200 Н; С0=50000 [2].
Требуемаядолговечность 2000 ч.
Поформуле (6.8)
/>Н
Поформуле (6.9)
/>Н
/>е=0,28
/>
X=1 Y=0
Поформуле (6.12)
/>
Подшипникподобран верно./>6.3Расчет выходного вала
/>
/>
Материалвала сталь 45
Определяемреакции в опорах в вертикальной плоскости
/>
/>
/>
/>
Производимпроверку правильности определения численных значений реакций
/>
-5486-2442+10260-2332=0
Определяемреакции в опорах в горизонтальной плоскости
/>
/>=3327,2
Диаметрвыходного конца вала d=55мм
Диаметрпод подшипники d=60мм
Определяемдиаметр вала в опасном сечении по формуле (6.2).
Опасное сечениеявляется в подшипнике В.
/>мм, принимаем d=60
Определиммомент сопротивления сечения вала по формуле (6.3).
/>
Определимполярный момент по формуле (6.5).
/>
/>
/>
Определимкоэффициент безопасности по изгибу по формуле (6.5).
/> табл.12.13 [1]
/>
/> табл.12.9 [1]
/>=0,77, />=0,81 табл.12.2 [1]
/>=1,9, />=1,7табл.12.3 [1]
Поформуле (6.7)
/>
/>
/>
Поформуле (6.7)
/>
Расчет подшипников
Принимаемподшипник №212.
Характеристикаподшипников: С=52000 Н; С0=31000 [2].
Требуемаядолговечность 2000 ч.
Реакциив подшипниках определим по формуле (6.8).
/>Н
Поформуле (6.10)
/>Н
X=1 Y=0
Поформуле (6.11)
/>
Подшипникподобран верно.
7. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ 7.1Выбор материала и методика расчета
Для закрепления на валахзубчатых колес и соединительных муфт применены призматические шпонки,выполненные по ГОСТ 23360 /СТ СЭВ 189-75/. Материал шпонок — сталь 45 дляшпонок с пределом прочности />. Таккак высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчетсводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине илина основании допускаемых напряжений находится ее длина. 7.2Расчет шпонок
Рабочая длина шпонкиопределяется по формуле:
/>(7.1)
гдеT — наибольший крутящий момент навалу, Нм; d — диаметр вала, мм; h — высота шпонки, мм; /> МПа – допускаемыенапряжения смятия; t1 — заглубление шпонки в валу, мм.
Шпонка для соединения выходноговала со шкивом
Выбираем шпонку длядиаметра /> мм, и крутящим моментом Т=75.32Нм для которой b=8 мм, h=7мм, t1=4мм. Определяем минимальную длину:
/> мм.
Полная длина шпонки /> мм. Принимаем шпонка 8´7´36 ГОСТ 23360-78. Для соединения шестерни и цилиндрическогоколеса с промежуточным валом принимаем шпонку для диаметра d=50 мм с крутящим моментом Т=289.47Нм, для которой b=16 мм, h=10мм, t1=6 мм. Определяем минимальную длину:
/>
Полная длина шпонки /> мм. Принимаем шпонку 16´10´50 ГОСТ 23360-78. Для соединения тихоходного вала сцилиндрическим колесом выбираем шпонку для диаметра d=65 мм с крутящим моментом Т=866.77 Нм, для которой b=20 мм, h=12 мм, t1=7,5 мм. Определяем минимальнуюдлину:
/> мм.
Полная длина шпонки /> мм.
Принимаем шпонку 20´12´50 ГОСТ 23360-78.
Для соединения входноговала с муфтой выбираем шпонку для диаметра d=55 мм с крутящим моментом Т=866.77 Нм для которой b=16 мм, h=10 мм, t1=6 мм Определяем минимальную длину:
/> 39.08мм.
Полная длина шпонки /> мм.
Принимаем шпонку 16´8´56 ГОСТ 23360-78.
8. ВЫБОР И РАСЧЕТ СОЕДИНИТЕЛЬНЫХМУФТ
На входном валу редукторанаходится муфта для соединения вала редуктора с электродвигателем. Принимаем длясоединения вала редуктора и вала конвейера упругую втулочно-пальцевую муфту МВУПГОСТ 21424-75.
Расчётный момент:
Тр=крТ(7.1)
где кр—коэффициентрежима работы для ковшового элеватора кр=1…2 стр.381. таб.17.1 /1/. Принимаемкр=1,5.
Тр=1,5·75,32=113Н м
Расточки под полумуфты состороны вала редуктора 25 мм. По табл. 17.8 стр. 386 /1/ принимаем муфту с наружнымдиаметром D=120 мм, и допускаемым расчётным моментомТ=125 Н м.
Характеристика муфты:
диаметр полумуфты d=25 мм;
расчётный момент Тр=125Н м;
наружный диаметр D=120 мм;
диаметр расположения пальцевD0=84 мм
диаметр пальца dп=14 мм
длина пальца lп=33 мм
число пальцев z=4 мм
диаметр втулки dвт=27 мм
длина втулки lвт=28 мм
Проверяем пальцы на изгиб:
/> (7.2)
где σи—наибольшеенапряжение при изгибе в опасном сечении пальца, МПа;
[σи]—допускаемоенапряжение при изгибе пальцев, МПа, [σи]=80…90 МПа стр.372 /1/.
/>
Условие прочности пальцевна изгиб выполняется.
Проверяем условие прочностивтулки на смятие:
/> (7.3)
где [σсм]—допускаемое напряжение на смятие длярезины, МПа, [σсм]=1,8…2 МПа стр. 372 /1/.
/>1,7 МПа≤[σcм]=1.8…2 МПа
Условие прочности втулкина смятие выполняется.
Посадки назначения в соответствиис указаниями, данными в табл. 8.11 стр.169 /4/.
Посадка зубчатого колеса навал /> по ГОСТ 25347—82.
Посадка шкива на вал редуктора/>.
Шейки валов подшипники выполняемс отклонением вала k6.
Отклонения отверстий в корпусепод наружные кольца по Н7.
Посадка крышекподшипников и корпус редуктора />.
Выходные концы валов при переходев крышках выполняем с отклонением вала h8.
9. ВЫБОР СМАЗКИ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ ИПОДШИПНИКОВ 9.1Смазывание зубчатого зацепления
Так как у нас редукторобщего назначения и окружная скорость не превышает 12,5 м/с, то принимаемкартерную систему смазки, при которой в корпус редуктора заливается масло, так,чтобы венцы зубчатых колес были в него погружены. При их вращении маслоувлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса,откуда стекает в нижнюю часть корпуса. Внутри корпуса образуется взвесь частицмасла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпусадеталей. Для конически-цилиндрического редуктора глубина погружения зубчатыхколес в масло должна быть такой, чтобы коническое колесо было погружено на всюширину зубчатого венца.
По [7] определяем, чтодля смазки редуктора при окружной скорости 2…5 м/с и контактных напряжениях до60 МПа необходимо масло с кинематической вязкостью 28·10-6 м2/с.принимаем для смазки передачи редуктора масло И-40А ГОСТ 20799-75. Контрольуровня масла осуществляется при помощи жезлового маслоуказателя. Для заменымасла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой сцилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средойпосредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляетсячерез люк. 9.2Смазывание подшипников
Смазка подшипниковкачения будет производиться из картера редуктора в результате разбрызгиваниямасла зубчатым колесом. Для этого полости подшипников выполняются открытымивнутрь корпуса.
литература
1. Расчеты деталеймашин/И.М. Чернин, А.В. Кузьмин, Г.М. Ицкович. – 2-е изд., перераб. и доп. –Мн.: Выш.щкола, 1978. – 472 с.
2. Анурьев В.И.Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т.2.– 6-е изд., перераб. идоп.–М.: Машиностроение, 1982.–584 с.
3. Детали машин в примерах и задачах/Под общ.ред. С.Н. Ничипорчика. — 2-е изд. — Мн.: Вышэйшая школа, 1981. — 432 с.
4. Шейблит А.Е.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов. – М.:Высш. шк., 1991. – 432 с.
5. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование:Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. — 2-е изд., перераб. и доп. — Высш. шк., 1990. — 399 с.
6. Детали машин: Атлас конструкций/Под ред Д.Н.Решетова. — М.: Машиностроение, 1979. — 367 с.
7. Методическоепособие «Курсовое проектирование» по деталям машин и прикладноймеханике. Под общ. ред. Томило С.С. Минск: БГАТУ 2003 г. – с. 114.
8. Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/А.В.Кузьмин и др. — Мн.: Вышэйшая школа, 1986 — 400 с.