Детали машин и основы конструирования

Размещено на http://www.allbest.ru/

НОВОСИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Инженерный институт

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Новосибирск



Содержание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.1 Коэффициент полезного действия привода

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Определение передаточных чисел

1.4 Крутящие моменты

1.5 Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора

2. Расчет клиноременной передачи

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Выбор материала зубчатых колес

3.2 Расчёт цилиндрических зубчатых передач

3.3 Силы, действующие в зацеплении

3.4 Проверка зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба

4. Нагрузки валов редуктора

4.1 Определение сил в зацеплении зубчатой передачи

4.2 Определение консольных сил

5. Разработка чертежа общего вида

6. Расчетная схема валов редуктора

6.1 Определение реакций опор

7. Уточненный расчет валов

8. Проверка долговечности подшипников

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Конструктивные размеры корпуса и крышки

11. Выбор сорта масла

12. Посадки деталей редуктора

13. Выбор муфт

Библиографический список



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Кинематический анализ схемы привода

Привод ленточного транспортера осуществляется от электродвигателя, через клиноременную передачу, зубчатую передачу в закрытом корпусе (редуктор) цилиндрическими колесами, соединенный упругой муфтой свалом ведущей звездочки транспортера.

При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления в ремнях со шкивами, зубчатой передаче, в трех парах подшипников и муфте. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь

1.1 Коэффициент полезного действия привода

Для многоступенчатой передачи, состоящей из нескольких отдельных последовательно соединенных передач, общий к.п.д.

зобщ = зрем· ззуб • зм • зn3 , (1.1)

где

зрем - к.п.д. клиноременной передачи, зрем = 0,95;

ззуб - к.п.д. зубчатой передачи в закрытом корпусе (редуктор) цилиндрическими колесами, ззуб =0,97;

зм - к.п.д. муфты, зм =0,98;

зn - к.п.д. одной пары подшипников, зn=0,99.

зобщ = 0,95•0,97•0,88•0,993=0,88

1.2 Выбор электродвигателя

Мощность на приводном валу звездочки, Вт:

Р2 = F·Vл , (1.2)

где F - окружное усилие на барабане, Н;

Vл - скорость движения ленты, м/с;

Р2 =3920·0,35=1372 Вт

Требуемая мощность электродвигателя, кВт:

Pтр===1,5 кВт (1.3)

По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [3]) по требуемой мощности Ртр выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный коротко замкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый с синхронной частотой nдв=3000 об/мин с мощностью Рдв=5,5 кВт, типоразмер 100S4.

1.3 Определение передаточных чисел

Общее передаточное отношение привода:

iобщ = nвх / nвых (1.4)

где nвх - частота вращения входного вала, об/мин (пвх= nдв);

nвых - частота вращения выходного вала, об/мин (nвых= n).

nвых= (1.5)

здесь Dб - диаметр барабана, м.

nвых===112 об/мин

iобщ = 1000 / 112=8,9

Принимаем передаточное число для зубчатой передачи uзуб=4

Передаточное число ременной передачи:

uрем = iобщ /uзуб =8,9 / 4 = 2,2 (1.6)

1.4 Крутящие моменты

Момент на входном валу ременной передачи, Н·м:

Т1рем=, (1.7)

где Рдв -мощность двигателя, Вт;

щдв - угловая скорость вала двигателя, рад/с (по формуле 1.5).

===104,6 рад/c

Т1рем=2200/104,6=21 Н·м

Момент на выходном валу ременной передачи Н·м:

Т2рем = Т1рем·uрем·зрем·зn , (1.8)

где uрем - передаточное число ременной передачи; зрем- КПД ременной передачи; зn- КПД пары подшипников;

Т2рем =21•2,2·0,95·0,99 =43 Н·м

Момент на входном валу зубчатой передачи (редуктор), Н·м:

Т1зуб = Т2рем=43 Н·м

Момент на выходном валу зубчатой передачи Н·м:

Т2зуб = Т1зуб·uзуб·ззуб·зn (1.9)

где uзуб - передаточное число зубчатой передачи;

ззуб - КПД зубчатой передачи;

Т2зуб =29,6•4·0,97·0,99 =114 Н·м

1.5 Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора

Частота вращения входного вала ременной передачи, об/мин:

n1рем = nдв=1000 об/мин

- выходного вала ременной передачи, об/мин:

n2рем = n1рем / uрем (1.10)

n2рем=1000 / 2,2=454 об/мин

- входного вала зубчатой передачи, об/мин:

n1зуб = n2рем =454 об/мин

- выходного вала зубчатой передачи, об/мин:

n2зуб = n2рем / uзуб (1.11)

n2зуб=454 / 4=113,5 об/мин

Угловая скорость входного вала ременной передачи, рад/с:

щ1рем =щдв=104,6 рад/с

- выходного вала ременной передачи,

рад/с:

щ2рем= щ1рем /uрем (1.12)

щ2рем= 104,6 / 2,2=47,5 рад/с

- входного вала зубчатой передачи, рад/с:

щ2рем =щ1зуб=47,5 рад/с

- выходного вала зубчатой передачи, рад/с:

щ2зуб= щ2рем /uзуб (1.13)

щ2зуб=47,5 / 4=11,87 рад/с

Все расчеты сводим в таблицу 1.

Таблица 1. Результаты силового и кинематического расчета

Обозначение параметров	Единица измерения	Ременная	Зубчатая
		u=2,3	u=5
		1	2	1	2
T	Н·м	21	43	43	114
n	об/мин	1000	454	454	113,5
щ	рад/с	104,6	47,5	47,5	11,87



2. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные (см. табл.1 стр. 9):

передаваемая мощность Рдв=2,2кВт;

частота вращения ведущего шкива n1=1000 об/мин

угловая скорость ведущего шкива щ1=104,6 рад/с;

передаточное число u=2,5.

1. По величине мощности Pдв=2,2кВт и частоте вращения ведущего шкива n1 = nдв =1000 об/мин по номограмме (рис. 2.1) выбираем тип сечения ремня А.

2. По сечению ремня выбираем диаметр малого шкива D1 = 100 мм (табл. 2.1).

3. Определяем диаметр большого шкива

D2 = D1·u. (2.1)

D2 = 100·2,5 = 250 мм

Округляем D2 до ближайшего стандартного значения.

Принимаем D2 = 250мм

4. Определяем расчетное межосевое расстояние

бр=0,55·(D1 +D2)+h (2.2)

где h=8 - высота сечения ремня, мм., бр=0,55·(100+250) + 8 =200 мм

5. Определяем расчетную длину ремня

Lр=2·бр+(D1+D2)+· (2.3)

Lр=2·200+(100+250)+=979 мм

Округляем Lр до ближайшего стандартного значения.

Принимаем L =1000 мм.

6. Уточняем межосевое расстояние

б=0,25·(L ·(D1+D2)+) -2·(D2-D1)· (2.4)

б=0,25·(1120 ·(100+250)+)-2·(250-100)=212 мм

7. Определяем угол обхвата малого шкива

б =180°-57°=180°-57°=140° (2.5)

8. Определяем номинальную мощность, которую может передать один ремень выбранного типа (табл. 2.3). Интерполируя по формуле:

P0=P01+(u-= 1,09+(2,5-=1,23 (2.6)

9. Определяем допускаемую мощность передаваемую одним ремнем.

[Р0]= Р0·Cб·Cp·CL·Cz =1,23 ·0,96·0,9·0,9·0,95 = 0,91 кВт (2.7)

где Сб = 0,96 -коэффициент угла обхвата (см. табл. 2.2);

Сp = 0,9- коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;

CL = 0,9 - коэффициент влияния отношения длины ремня L к базовой L0;

Cz =0,95 - коэффициент числа ремней;

10. Определяем расчетное число ремней

z = Pдв / [Р0] =2,2/0,91=2,4 (2.8)

Принимаем z =3 шт.

11. Определяем окружную скорость ремня

х=щ1·D1/(2·)= )=104,6·100/(2·)=5,23 м/с. (2.9)

12. Определяем частоту пробегов ремня U, :

U = х /L ? [U], (2.10)

где [U] = 30 - допускаемая частота пробегов. L - длина ремня, м.

U =5,23/1,120 = 4,66 <[U]

Условие выполнено.

13. Определяем силу предварительного натяжения Fо, Н:

Fо===124H. (2.11)

14. Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней Ft, Н:

Ft===420H. (2.12)

15. Определяем силу давления ремней на вал Fоп, Н:

Fоп=2·F0·sin(б1/2) = 2·124·sin(167/2) = 245 Н. (2.13)

16. Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви уmax, Н/:

уmax = уl + уu+ ух < [у]р , (2.14)

где уl - напряжение растяжения, Н/:

уl=+=+=2,33 Н/ (2,15)

здесь А=81 - площадь сечения ремня,.

уu - напряжения изгиба, Н/:

уu===7,2 Н/ (2,16)

здесь Еu = 80...100 Н/- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

ух - напряжения от центробежных сил, Н/:

ух = с··= 1400··= 0,03 Н/ (2.17)

здесь с - плотность материала ремня, кг/ (с = 1250...1400 кг/);

[у]р - допускаемое напряжение растяжения, Н/ ([у]р=10Н/

уmax =2,33 + 7,2 + 0,03 = 9,56 Н/< [у]р =10 Н/

Условие выполнено.

Все расчеты сводим в таблицу 2

Тип ремня	Диаметры шкивов	Межосевое расстояние	Длинна ремня	Кол-во ремней	Сила давления ремней на валы
	D1, мм	D2, мм	б, мм	L, мм	z, шт.	Fоп, Н
А	100	250	275	1120	3	245



3. Расчет зубчатой передачи

Исходные данные (см. табл.1 стр.9)

передаточное отношение ступени u = 4

крутящий момент ведомого вала Т2 = 114 Н·м

частота вращения ведомого вала n2 = 113,5 мин-1

угловая скорость ведущего вала щ1 =47,5 рад/с

тип редуктора прямозубый

требуемый ресурс определить по формуле:

Lh = 365·лет·24·Кгод·Ксут = 365·8·24·0,7·0,5= 24528 ч

где Кгод - коэффициент годового использования (Кгод = 0,2…0,8);

Ксут - коэффициент суточного использования (Ксут = 0,2…0,5).

3.1 Выбор материала зубчатых колес

Выбираем материал по табл. 3.1 со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 40Х, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 270; для колеса - сталь 40Х, термическая обработка - улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 245

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.1):

=, МПа (3.1)

где уНlimb - предел контактной выносливости, МПа;

КНL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи;

[SH] - коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали [SH] = 1,2.

Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев по формуле (3.2):

HBcp =0,5 (HBmin+HBmax) =0,5·(200+230) = 215 (3.2)

Определяем базовые числа циклов нагружений (по формуле 3.3):при расчете на контактную прочность

NHG = 30 (HBcp)2,4= 30·(257,5)2,4 ? 17,3·106 ? 6·107 . (3.3)

Определяем действительные числа циклов перемены напряжений (по формуле 3.4):

- для колеса

N2=60·n2 ·Lh =60·261·14016 ? 219·106 (3.4)

- для шестерни

N1=N2·u = 219·106·5 ? 1095·106

где n2 =113,5 - частота вращения колеса, мин-1;

Lh =24528 - время работы передачи ч;

u = 4 - передаточное число ступени.

Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям (по формуле 3.5):

- для колеса

KHL2===0,96 (3.5)

- для шестерни

KHL1===0,5

Для длительно работающих быстроходных передач N > NHG и, следовательно, КНL = 1, по табл. 3.2 для материала шестерни и колеса:

уH lim b=2HB + 70, Мпа

для колеса:

уH lim b=2HB + 70 = 2•230 + 70 = 530 Мпа

для шестерни:

уH lim b=2HB + 70 = 2•200 + 70 = 470 Мпа

Тогда допускаемые контактные напряжения:

Для шестерни: ==427 МПа

Для колеса: ==481,8 МПа

Принимаем расчетное контактное напряжение для косозубой передачи [уH] = [уН2]=427 МПа

3.2 Расчёт цилиндрических зубчатых передач

бw= Kб·(u+1)·, мм (3.6)

где Кб - для косозубых и шевронных передач Кб = 495;

u = 4 -передаточное отношение ступени;

Т2 = 181,5 - крутящий момент ведомого вала, Н•м;

КНв = 1- коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца при симметричном расположение зубчатых колес относительно опор по таблице 3.3.

[уH] = 427 - предельно допускаемое напряжение МПа;

шba - коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, при проектировании для косозубой передачи шba = 0,25

бw= 430·(5+1)·=133,9 мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 бw =140 мм.

3.3 Силы, действующие в зацеплении

mn = (0,01…0,02)· бw , мм (3.7)

где бw - межосевое расстояние, мм;

mn = (0,01…0,02)·140= 1,4…2,8 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn =2,5 мм

3.4 Проверка зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба

Для косозубых колёс со стандартным нормальным модулем (формула 3.9):

Z?= , (3.8)

где в - угол наклона линии зубьев.

Принимаем для косозубых колёс cos в = 1° тогда:

Z?==112

3.5 Число зубьев шестерни по формуле 3.10:

Z1 = ZУ /(u+1) (3.9)

Z1 = 112 /(5+1)= 22

Число зубьев колеса

Z2=ZУ-z1 (3.10)

Z2=112 - 22= 90

Уточняем передаточное число: u = Z2/Z1 = 90/22= 4

В соответствии с ГОСТ2185-81принимаем передаточное число u =4

Отклонение ?=

Уточняем значение межосевого расстояния (формула 3.12):

бw = 0,5(Z1+ Z2) mn / cosв (3.11)

бw = 0,5·112·2,5=140 мм

3.6 Диаметры делительные (формула 3.14): Для шестерни:

d1=·Z1==55 мм (3.13)

Для колеса:

d2=·Z2==225 мм

Проверка:

бw===140 мм

3.7 Диаметры вершин зубьев (формула 3.15):

Для шестерни:

dб1 =d1+2mn =55 + 2•2,5=60 мм (3.14)

Для колеса:

dб2 =d2+2mn = 225 + 5 = 230 мм

3.8 Диаметр впадин зубьев (формула 3.16):

Для шестерни:

df1=d1 - 2,5·mn= 55 - 2,52=48,75 мм (3.15)

Для колеса:

df2=d2-2,5·mn= 225 - 2,52=218,75 мм

3.9 Ширина зуба (формула 3.17 и 3.18):

Для колеса:

b2 = шba · бw =0,25•140 =35 мм (3.16)

Для шестерни:

b1 = b2 + 6 =35 + 6 = 41 мм (3.17)

3.10 Определяем коэффициент ширины зуба по диаметру (формула3.19):

шbd= , (3.18)

где b2- ширина зуба для зубчатого колеса, мм;

d1 - делительный диаметр шестерни, мм;

шbd==0,6

3.11 Определяем окружную скорость колес.

н===1,3 м/с (3.19)

Степень точности передачи (по табл. 3.4): для прямозубых колес при скорости до 5 м/с следует принять 8-ю степень точности.

3.12 Определяем коэффициент нагрузки.

KH=KHB·KHб·KHн (3.20)

По таблице 3.5 при шbd =0,25, твердости НВ< 350 и симметричном расположении колес коэффициент КНв = 1,03

По таблице 3.6 при х =2,2 м/с и 8 -й степени точности коэффициент

КНб=1

По таблице 3.4 для косозубых колес КНх =1, КН =1,03·1,05·1=1,08

3.13 Проверяем контактные напряжения по формуле (3.21):

уH=· ,МПа (3.21)

где бw - межосевое расстояние, мм;

Т2 - крутящий момент ведомого вала, Н·мм;

КН - коэффициент нагрузки;

u - передаточное отношение ступени;

b2 - ширина колеса, мм;

уH=·=367МПа ? [уH]=427МПа

Условие прочности выполнено.

3.14 Силы, действующие в зацеплении.

- Окружная (формула 3.22):

Ft= , кН (3.22)

где Т2 - крутящий момент ведомого вала, Н·м;

d2 -делительный диаметр колеса, мм;

Ft==1кН

- Радиальная (формула 3.23):

Fr= Ft· ,кН (3.23)

где б - угол зацепления (б =20°);

в - угол наклона зуба,( в=1°);

Fr= 1·0,36=0,36кН

- Осевая (формула 3.24):

Fб = Ft · tgв=0кН (3.24)

3.15 Проверка зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба

Допускаемое напряжение [уF] при расчёте на изгибную прочность по формуле (3.25) отдельно для колеса [у F2] и шестерни [у F1]:

= ,МПа (3.25)

где по таблице 3.7 для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба =1,8 HB

Для шестерни: = 1,8НВ=1,8·230=414 МПа

Для колеса: =1,8НВ=1,8·200=360 МПа

[SF] = [SF]' + [SF]'' - коэффициент безопасности.

По таблице 3.7 [SF]' = 1,75 для стали 40Х улучшенной; [SF]'' = 1 для поковок и штамповок.

[SF] = [SF]' + [SF]''=1,75+1=2,75

КFL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб (по формуле3.26):

KFL= , 1 ? КFL ? КFL max (3.26)

где КFL max = 4 и q = 6 - для улучшенных зубчатых колес;

При расчете на изгиб NFG = 4·106 , N (см.формулу 3.4)

Для колеса: KFL2==0,51

Для шестерни: KFL1==0,39

Для длительно работающих быстроходных передач N >NFG и, следовательно, принимаем КFL = 1 для шестерни и колеса.

Тогда допускаемые напряжения:

Для шестерни:

===150 Мпа

Для колеса:

===130 Мпа

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение [уF] / ХF меньше. Найдем отношения:

Для шестерни: [уF1] / ХF1 =150/3,9=38

Для колеса: [уF2] / ХF2 =130/3,6=36

Проверку на изгиб проводим для шестерни.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба (по формуле (3.27).

уF= , МПа (3.27)

где Ft - окружная сила на колесе, Н;

КF = KFв·KFv -

коэффициент нагрузки,

KFв - по табл. 3.8 при шbd = 0,7, твердости НВ < 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент КFв =1,05

По табл. 3.9 для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 2,3 м/с коэффициент КFх = 1,25

Таким образом,

КF = KFв·KFн =1,05•1,25=1,3

Для косозубых передач коэффициент формы зуба ХF по эквивалентному Zн, которое учитывает повышение несущей способности косозубых передач.

Zн = Z / сos3в (3.28)

Zн =75/сos312° =94

Определяем коэффициент Хв по формуле 3.29 для косозубых колес:

Хв=1- =1 (3.29)

где в =1° - угол наклона линии зуба в градусах.

Определяем коэффициент KFб (по формуле 3.30):

KFб= (3.30)

где еб - коэффициент торцового перекрытия:

еб ?[1,88 - 3,2·(1/Z1+1/Z2)]· cos в (3.31)

еб = [1,88 - 3,2·(1/22+1/90)] ·1 =1,7

n = 8 - степень точности.

KFб==0,9

Проверку на изгиб проводим для шестерни.

уF==48,1МПа?=140МПа

Условие прочности выполнено.

Все расчеты сводим в таблицу 3.

Таблица 3. Результаты расчета зубчатой передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние бw, мм	140	Модуль зацепления m, мм	2,5
Ширина зубчатого венца, мм	Угол наклона зубьев в°	0
шестерни b1	41	Диаметр делительной окружности, мм
колеса b2	35	шестерни d1	55
Число зубьев, шт	колеса d2	225
шестерни Z1	22	Диаметр окружности вершин, мм
колеса Z2	90	шестерни dб1	60
Силы в зацеплении, Н	колеса dб2	230
окружная Ft	1	Диаметр окружности впадин, мм
радиальная Fr	0,36	шестерни df1	48,75
осевая Fб	0	колеса df2	218,75
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значение	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения у, МПа	391,7	367
Напряжения изгиба, МПа	уF1	150
	уF2	130

По полученным данным табл. 3 вычерчиваем эскиз зубчатой пары (см.рис. 3.1) на формате А1 в КОМПАС-3D, масштаб 1:1.



4. Нагрузки валов редуктора

Исходные данные (см. табл. 1,2,3)

крутящий момент ведущего вала Т1 = 32,5 Н·м; крутящий момент ведомого вала Т2 = 126 Н·м ; угловая скорость ведущего вала щ1 =87,2 рад/с; угловая скорость ведомого вала щ2 =21,8 рад/с; тип редуктора прямозубый; силы в зацеплении зубчатой передачи: тангенциальная - Ft = 1265 Н; осевая - Fб= 228 Н; радиальная - Fr= 466 Н; усилие, действующее на валы в ременной передачи: Fоп = 208 Н.

4.1 Определение сил в зацеплении зубчатой передачи

Определяем усилие от муфты, действующее на ведомый вал по табл.4.1.

Fм=125=125=1403 Н (4.1)

4.2 Определение консольных сил

Согласно рекомендациям [шейн] вычерчиваем в КОМПАС-3D на формате А4 форма 2а силовую схему нагружения валов (см. рис. 4.2) и заполняем таблицу.

В цилиндрических косозубых передачах принимаем шестерню с левым зубом, колесо - с правым.

Угол и° принимаем 90°.



5. Разработка чертежа общего вида

Исходные данные (см. табл. 1,2,3)

крутящий момент ведущего вала Т1 = 43 Н·м;

крутящий момент ведомого вала Т2 = 114 Н·м;

тип редуктора прямозубый;

межосевое расстояние бw=140 мм;

модуль зацепления m = 2,5мм;

диметр вершин зубьев: шестерни dб1= 60 мм;

колеса: dб2= 230 мм;

диаметр впадин зубьев колеса df2 = 218 мм;

ширина зубчатого колеса b2=35 мм.

1 Предварительный расчет валов редуктора

Принимаем материал валов сталь 45. Допускаемые напряжения для вала-шестерни [ф]к = 12 Н/мм2, для вала колеса [ф]к = 18 Н/мм2.

2 Предварительный выбор подшипников качения

Для цилиндрической косозубой передачи при бw=125 мм < 200 мм намечаем для вала-шестерни - шариковые однорядные подшипники легкой серии установка враспор, для вала колеса роликовые конические легкой серии установка враспор (табл. 5.1).

По таблице 5.2 определяем размеры ступеней валов.

Вал-шестерня

1-я под элемент открытой передачи:

d1===26,2 мм (5.1)

Округляем до ближайшего стандартного d1 = 28 мм.

l1 = (1,2…1,5)·d1 = 33,6:42 = 40 мм (5.2)

Округляем до ближайшего стандартного l1 = 40 мм.

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2 = d1 + 2·t =28 + 2·2,2 = 35 мм, (5.3)

где t = 2 - высота буртика для данного диаметра ступени вала, мм.

Округляем d2 до ближайшего стандартного диаметра внутреннего кольца подшипника d = 30 мм.

По диаметру d2 = 35 мм выбираем шариковый подшипник легкой серии №207.

l2 ? 1,5·d2 =1,5·35 = 53 мм. (5.4)

Округляем до ближайшего стандартного l2 = 45 мм.

3-я под шестерню

d3=d2 + 3,2·r= 35 + 3,2·2 = 41,4=42 мм, (5.5)

где r=2 - фаска подшипника, мм.

Округляем до ближайшего стандартного d3 = 35 мм.

4-я под подшипник

d4= d2 =35 мм.

l4=В+с = 17 + 1,6 =18,6 мм. (5.6)

где В =17 - ширина подшипника №207, мм;

с = 1,6 - фаска для данного диаметра ступени вала, мм.

Округляем до ближайшего целого l4 = 18 мм.

Вал колеса

1-я под муфту:

d1===30,5 мм

Округляем до ближайшего стандартного d1 = 32 мм.

l1 = (1…1,5)·d1 =40мм (5.7)

Округляем до ближайшего стандартного l1 = 50 мм.

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2 = d1 + 2·t =32 + 2·2,5 = 40 мм,

где

t = 2,5 - высота буртика для данного диаметра ступени вала, мм.

Округляем d2 до ближайшего стандартного диаметра внутреннего кольца подшипника d = 40 мм.

По диаметру d2 = 40 мм выбираем роликовый подшипник легкой серии №7208А.

l2 ? 1,25·d2 =1,25·40 = 50 мм. (5.8)

Округляем до ближайшего стандартного l2 = 48 мм.

3-я под колесо

d3=d2 + 3,2·r= 40 + 3,2·2 = 46,4 мм,

где r=2 - фаска подшипника, мм.

Округляем до ближайшего стандартного d3 = 48 мм.

l3 = lст+2·х =49+20 = 80 мм (5.9)

где lст - длина ступицы колеса, мм.

lст ? (1,2…1,5)·d3 =60 мм (5.10)

здесь d3 = 48 - диаметр третьей ступени для вала колеса, мм;

х - зазор между вращающимися деталями, мм:

x===10мм (5.11)

Значение х округляем до целого х = 10 мм.

4-я под подшипник

d4= d2 =40 мм.

l4=В+с = 18 + 1,6 =20 мм. (5.12)

с = 1,6 - фаска для данного диаметра ступени вала, мм.

Округляем до ближайшего целого l4 = 20 мм.

5-я упорная

d5=d3+3·f =48 + 3·1,6= 53мм, (5.13)

где f =1,6 - величины фаски ступицы для данного диаметра ступени вала, мм.

Принимаем d5=53мм

l5=х=10 мм

Размер фаски с х45° для каждой ступени определяем по табл. 5.3 по значению диаметра d соответствующей ступени.

Все расчеты сводим в таблицу 5.



Таблица 5. Размеры ступеней валов. Подшипники.

Вал	Размеры ступеней, мм	Подшипники	х, мм
	d1	d2	d3	d4	d5	типоразмер	d*D*B(T), мм	С, кН	С0,кН
	l1	l2	l3	l4	l5
	c1	c2	c3	c4	c5
Б	28	35	42	35	-	207	35*72*17	25,5	13,7	10
	40	53	80	19	-
	1	1,6	1,6	1,6	-
Т	32	40	48	40	53	7208А	40*80*18	32	17,8
	40	50	80	20	10
	1,6	1,6	1,6	1,6	-

3. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Размеры зубчатых колес определяем из следующих формул (табл. 10.1[3]).

Определяем диаметр ступицы стальных колес

dст ? 1,6·d3 =1,6·48 = 76,8 мм. (5.14)

Определяем толщину обода цилиндрических колес

д0 = (2,5…4,0)·m = 10 мм. (5.15)

Определяем толщина диска штампованных колес

С = (0,2…0,3)·b= 0,2·35 =7 мм. (5.16)

Определяем внутренний диаметр обода

Do = df - 2·д0 = 218 - 2·10 = 198 мм. (5.17)

Определяем диаметр центровой окружности

Dотв = 0,5(Dо+ dст) = 0,5(198+76,8) = 137,4 мм. (5.18)

Определяем диаметр отверстий

dотв = (Dо - dст) / 4 = (18 - 76,8) / 4= 30,3 мм. (5.19)

Определяем толщину ребер

S = 0,8·C= 0,8·7= 5,6 мм. (5.20)

Определяем размер фаски

n ? 0,5·т * 45°= 0,5·2,5 * 45° = 1,25 * 45° (5.21)

Все расчеты сводим в таблицу 6.

Таблица 6. Конструктивные размеры шестерни и колеса, мм.

ы	z	m	b, мм	d, мм	dб, мм	df, мм	dст, мм	lст, мм	д0, мм	С, мм	Do, мм	Dотв, мм	dотв мм	S, мм	n
шестерня	22	2,5	41	55	60	48,75	-	-	-	-	-	-	-	-	1,25
колесо	90		35	225	230	218,75	76,8	60	10	10	138	137,4	30,3	5,6	1,25

Определяем расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса:

f = D/2 + х = 70/2 + 10 = 45 мм, (5.22)

где D - диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала

Для вала шестерни определяем расстояние lБ между точками приложения реакций подшипников (см. п. 7 а).

lБ = LБ - B=(l3+2B) - В = l3+B = 80+17 = 97 мм. (5.23)

Определяем расстоянии lоп от реакции смежного подшипника до точки приложения силы давления элемента открытой передачи (см. п. 8).

lоп = l2 + l1/2- В/2 = 48 + 40/2 - 17/2 = 59,5 мм. (5.24)

Определяем смещение точки приложения реакции конических однорядных роликоподшипников от средней плоскости, ее положение определяется расстоянием б, измеренным от широкого торца наружного кольца:

б=0,5·(Т+ · e) , (5.25)

Здесь d, D, Т - геометрические размеры подшипников;

е - коэффициент влияния осевого нагружения (см. табл. П3).

б=0,5·(19,75+ · 0,38)=17,47 мм

Тогда для вала колеса определяем расстояние lТ между точками приложения реакций подшипников (см. п. 7 б).

lТ = LТ - 2б = (l3+2Т) - 2б = (65 + 2·19,75) - 2·17,47=

69,5 мм. (5.26)

Определяем расстоянии lм от реакции смежного подшипника до точки

приложения силы давления муфты (см. п. 8).

lм = l1+ l2 - В/2 =40 + 50 - 18/2 =99 мм. (5.27)



6. Расчетная схема валов редуктора

Исходные данные

силы в зацеплении зубчатой передачи: тангенциальная - Ft = 1000 Н;

осевая - Fб= 0 Н; радиальная - Fr= 360 Н; усилие, действующее на валы: от ременной передачи - Fоп=245 Н; от действия полумуфты - Fм=1325Н; делительные диаметры: шестерни - d1 = 55 мм; зубчатого колеса - d2 = 225 мм; расстояния между точками приложения реакций подшипников: быстроходного вала - lБ = 97 мм; тихоходного вала - lТ = 98мм; электродвигатель кинематический привод вал

расстояние от реакции смежного подшипника до точки приложения силы давления ременной передачи - lоп = 60 мм; расстояние от реакции смежного подшипника до точки приложения силы давления муфты - lм = 99 мм;. крутящий момент ведущего вала Т1 = 43 Н·м; крутящий момент ведомого вала Т2 = 114 Н·м.

Расчет вала шестерни

Используя схему нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора с муфтой и ременной передачей (рис 4.2), вычерчиваем расчетную схему вала шестерни и расставляем действующие нагрузки см. рис. 6.1.

Горизонтальная плоскость

6.1 Определение реакций опор

Определяем опорные реакций в подшипниках.

УМ1 = 0; УМ1 = -Ft·lБ /2+ RBx ·lБ = 0; (6.1)

Отсюда

RBx===500Н

УМ3 = 0; УМ3 = Ft· lБ /2- RAx· lБ = 0; (6.2)

Отсюда RAx===500Н

Проверка: - RAx+Ft - RBx = - 500 + 1000 - 500 = 0. (6.3)

Строим эпюры изгибающих моментов для характерных сечений (1…4), плечи перевести в метры.

Рис. 6.1 - К расчету вала шестерни.

слева: УМ1y=0; УМ2y= RAx· lБ /2 = 500· 0,097/2= 24,3Н·м;

справа: УМ4y=0; УМ3y=0.

Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакций в подшипниках.

УМ1=0; УМ1 = Fб·d1 /2 - RВy· lБ +Fr· lБ /2 - Fоп ·(lБ + lоп)= 0; (6.4)

Отсюда

RBy===216,5Н

УМ3 = 0; УМ3= Fб·d1 /2 + RAy·lБ - Fr· lБ /2 - Fоп · lоп = 0; (6.5)

Отсюда

RАy===331,5Н

Проверка:

Fr - RAy - RBy - Fоп= 360 - 216,5 - 331,5 -245 = 0. (6.6)

Строим эпюры изгибающих моментов для характерных сечений (1…4),плечи перевести в метры.

слева: УМ1х= 0; УМ2х= -RAy· lБ /2 = -331,5·0,097/2= -1,6Н·м;

справа: УМ4х=0; УМ3х= -Fоп · lоп = -245·0,06 = -14,7 Н·м;

УМ2х= -Fоп ·(lоп ++lБ /2) - RBy· lБ /2 = -245 ·(0,06+ 0,097/2) + 216,5· 0,097/2= -16,1Н·м.

Суммарные реакции:

RA===600H (6.7)

RB===544H (6.8)

Проверяем подшипник по более нагруженной опоре RА.

Расчет вала ведомого

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакций в подшипниках.

УМ2 = 0; УМ2 = Ft· lТ /2- RDx · lТ +Fм·lм= 0; (6.9)

Отсюда

RDx===1838,5Н

УМ4 = 0; УМ4 = -Ft· lТ /2 + RСx ·lТ +Fм·(lм + lТ) = 0; (6.10)

Отсюда

RСx===-2163,5Н

Проверка: - RСx+Ft - RDx - Fм = 2163,5 + 1000 - 1838,5 - 1325= 0 (6.11)

Строим эпюры изгибающих моментов для характерных сечений (1..4),плечи перевести в метры.

Рис. 6.2 - К расчету вала ведомого.

слева: УМ1y=0;

УМ2y= - Fм· lм = -1325· 0,099= -131,1 Н·м;

справа: УМ4y=0;

УМ3y= -RDx· lТ /2 = -1838,5·0,098/2= -90Н·м.

Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакций в подшипниках.

УМ2=0; УМ2 = Fб·d2 /2 -Fr· lТ /2 + RDy· lТ = 0; (6.12)

Отсюда RDy===180Н

УМ4 = 0; УМ4= Fб·d2 /2 - RCy· lТ + Fr· lТ /2 = 0; (6.13)

Отсюда

RCy===180Н

Проверка:

-Fr + RCy + RDy = - 360 + 180 -180= 0. (6.14)

Строим эпюру изгибающих моментов для характерных сечений (1...4),

плечи перевести в метры.

слева: УМ1х= 0; УМ2х= 0;

УМ3х= RCy · lТ /2 = 180·0,098/2 = 8,82 Н·м;

справа: УМ4х=0;

УМ3х= RDy· lТ /2 = 180·0,098/2 = 8,82 Н·м.

Суммарные реакции:

RC===2170H

RD===1845H

Проверяем подшипник по более нагруженной опоре RC .



Таблица 7. Результаты расчетной схемы валов

Вал	Максимальные значения изгибающих моментов, Н·м.	Максимальная суммарная реакция опоры, Н
	М1х	М2х	М3х	М4х	R
	М1y	М2y	М3y	М4y
Вал-шестерня	0	-16,1	-14,7	0	682
	0	24,3	0	0
Вал колеса	0	8,82	8,82	0	2691,2
	0	-131,1	-90	0



7. Уточненный расчет валов

Исходные данные (см. табл. 1,3,6,7)

материал валов Сталь 45

крутящий момент ведущего вала Т1 = 43 Н·м;

крутящий момент ведомого вала Т2 = 114 Н·м;

максимальные значения изгибающих моментов:

вала-шестерни М2х = -16,1 Н·м; М2y = 24,3 Н·м;

М3х =-14,7 Н·м; М3y = 0 Н·м;

вала колеса М2х = 8,82 Н·м; М2y = -131,1 Н·м;

М3х =8,82 Н·м; М3y = -90Н·м;

диаметры ступеней валов: вала-шестерни d2=35 мм; d3=42 мм;

вала колеса d2=40 мм; d3=48 мм;

диаметр впадин зубьев: шестерни df1 = 48,75 мм;

осевая сила в зацеплении зубчатой передачи Fб= 0 Н.

Вал-шестерня

Материал вала - сталь 45. По табл. 7.1 предел прочности уВ = 780 МПа

Пределы выносливости:

у-1= 0,43·уВ = 0,43·780 = 335 МПа

ф-1= 0,58· у-1= 0,58·335 = 194 Мпа

Рис. 7.1 - Опасные сечения вала-шестерни

Сечение А-А (т. 2 см. рис 6.1)

Концентрация напряжений обусловлена при df1 >d3 - ступенчатым переходом галтелью r между диаметром впадин шестерни df1, и диаметром ступени d3.

Определяем отношения

df1 /d3= D/d=48,75/42=1,16

r/d3 = r/d = 2/42=0,047

где r=2 - галтель по диаметру d3 = 42 мм (см. табл. 5.3), мм.

По таблице 7.5 интерполируя находим kу =2,03; kф =1,53.

По таблице 7.6 интерполируя находим еу =0,84; еф = 0,72.

Коэффициенты шф = 0,1; шу = 0,2.

Момент сопротивления кручению по таблице 7.7:

Wс = 0,2·d3 . (7.1)

При d3 =42 мм, Wс = 0,2·423 =14817 мм3 .

Момент сопротивления изгибу:

W = 0,1·d3 = 0,1·423 =7408 мм3. (7.2)

Изгибающий момент в сечении А-А

МА-А===29 Н·м (7.3)

Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:

фб=фm===1,45 МПа (7.4)

Амплитуда нормальных напряжений:

уб===3,91 МПа (7.5)

Составляющая постоянных напряжений:

уm===0 МПа (7.6)

Тогда

Sу===34,38 (7.7)

Sф===66,11. (7.8)

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (7.1)

S===30,50>=2,5 (7.9)

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В (т. 3 см. рис 6.1)

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с натягом и ступенчатым переходом галтелью r между 2-й и 3-й ступенью с буртиком t.

Если в рассматриваемом сечении имеется несколько концентраторов напряжений, то учитывают один из них - тот для которого kу /еу больше.

Определяем отношения d3 /d2= D/d=42/35=1,2

r/d2 = r/d = 2/35=0,057

где r=2 - галтель по диаметру d2 = 30 мм (см. табл. 5.3), мм.

По таблице 7.5 интерполируя находим kу =1,75; kф =1,32;

По таблице 7.6 интерполируя находим еу =0,86; еф = 0,75;

Определяем отношение для перехода галтелью kу /еу = 1,32 /0,86 = 1,5

При d2 =35 мм, по таблице 7.2 для посадки с натягом принимаем

kу /еу =3,45

Поскольку 2,2 < 3,45 проверку ведем для посадки с натягом.

Тогда

=0,6·+0,4=0,6·1,32/0,86+0,4=1,32 (7.10)

Коэффициенты шф = 0,1; шу = 0,2.

Момент сопротивления кручению по таблице 7.7:

Wс = 0,2·d3 . (7.11)

При d3 =35 мм

Wс = 0,2·353 =8575 мм3 .

Момент сопротивления изгибу:

W = 0,1·d3 = 0,1·353 =4288 мм3. (7.12)

Изгибающий момент в сечении B-B

МB-B===14,7 Н·м (7.13)

Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:

фб=фm===2,50 МПа (7.14)

Амплитуда нормальных напряжений:

уб===3,41 МПа (7.15)

Составляющая постоянных напряжений:

уm==0 МПа (7.16)

Тогда

Sу===27,62. (7.17)

Sф===57,02. (7.18)

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (7.1)

S===46,7>=2,5 (7.19)

Условие прочности выполнено.

Вал ведомый

Материал вала - сталь 45. По табл. 7.1 предел прочности уВ = 780 МПа

Пределы выносливости:

у-1= 0,43·уВ = 0,43·780 = 335 МПа

ф-1= 0,58· у-1= 0,58·335 = 194 МПа

Рис. 7.2 - Опасные сечения вала ведомого

Сечение А-А (т. 3 см. рис 6.2)

Концентрация напряжений обусловлена посадкой колеса с натягом и шпоночным пазом

При d3 =48 мм, по таблице 7.2 для посадки с натягом принимаем

kу /еу =3,9

По таблице 7.4 находим kу =1,78; kф =1,68;

По таблице 7.6 интерполируя находим еу =0,80; еф = 0,68;

Определяем отношение для шпоночного паза kу /еу = 1,78 /0,80 = 2,22

Поскольку 2,22 < 3,9 проверку ведем для посадки с натягом.

Тогда

=0,6·+0,4=0,6·4+0,4=2,8 (7.20)

Коэффициенты шф = 0,1; шу = 0,2.

Момент сопротивления кручению по таблице 7.7:

Wс = 0,2·d3 . (7.21)

При d3 =48 мм

Wс = 0,2·483 =22118 мм3 .

Момент сопротивления изгибу:

W = 0,1·d3 = 0,1·483 =11059 мм3. (7.22)

Изгибающий момент в сечении А-А

МA-A===90,43 Н·м (7.23)

Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:

фб=фm===2,57 МПа (7.24)

Амплитуда нормальных напряжений:

уб===8,14 МПа (7.25)

Составляющая постоянных напряжений:

уm==0 МПа (7.26)

Тогда

Sу===10,23. (7.27)

Sф===41,20. (7.28)

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (7.1)

S===42>=2,5 (7.29)

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В (т. 2 см. рис 6.2)

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с натягом и ступенчатый переходом галтелью r между 2-й и 3-й ступенью с буртиком t.

Определяем отношения

d3 /d2= D/d=48/40=1,2

r/d2 = r/d = 2/40=0,05

где r=2 - галтель по диаметру d2 = 35 мм (см. табл. 5.3), мм.

По таблице 7.5 интерполируя находим kу =1,75; kф =1,35;

По таблице 7.6 интерполируя находим у =0,85; еф = 0,73;

Определяем отношение для перехода галтелью kу /еу = 1,75 /0,85 = 2,05

При d2 =40 мм, по таблице 7.2 для посадки с натягом принимаем

kу /еу =3,60

Поскольку 2,05 < 3,60 проверку ведем для посадки с натягом.

Тогда

=0,6·+0,4=0,6·3,60+0,4=2,56 (7.30)

Коэффициенты шф = 0,1; шу = 0,2.

Момент сопротивления кручению по таблице 7.7:

Wс = 0,2·d3 . (7.31)

При d3 =40 мм, Wс = 0,2·403 =12800 мм3 ., Момент сопротивления изгибу:, W = 0,1·d3 = 0,1·403 =6400 мм3. (7.32)

Изгибающий момент в сечении B-B

МB-B===126Н·м (7.33)

Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:

фб=фm===4,4 МПа (7.34)

Амплитуда нормальных напряжений:

уб===19,68 МПа (7.35)

Составляющая постоянных напряжений:

уm== МПа (7.36)

Тогда

Sу===2,09. (7.37)

Sф===23,84 (7.38)

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (7.1)

S===28,3>=2,5 (7.39)

Условие прочности выполнено.



8. Проверка долговечности подшипников

Исходные данные (см.табл.1,3,5,7)

осевая сила в зацеплении зубчатой передачи Fб = 0 Н;

максимальные суммарные реакции опор:

для вала шестерни RА =600 Н;

для вала колеса RС =2170 Н.

частота вращения: вала шестерни n1=454 об/мин

вала колеса n2=113,5 об/мин

Подшипники: для вала шестерни № 207

для вала колеса № 208

Ресурс работы редуктора Lh=24528 ч

Выписываем характеристики подшипника по справочникам (см. приложение П2 и П3):

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
№207	35	72	17	25,5	13,7
№208	40	80	18	32	17,8

Определяем расчетные коэффициенты:

V - коэффициент, зависящий от того, какое кольцо вращается. Принимаем V = 1;

Кб - коэффициент безопасности, зависящий от характера воспринимаемой нагрузки и степени ответственности механизма в машине.

Принимаем по табл. 8.1 Кб = 1,8;

KТ - табличный температурный коэффициент (табл. 9.20 [3]), при t<100° C - КT = 1.

Для подшипника №207

Определяем коэффициент осевого нагружения е.

Вычисляем отношение - Fб/Co=0/13,7·103 = 0

По табл. 8.2 определяем е = 0,22.

Вычисляем отношение Fб/V·RА=0

Сравниваем его с коэффициентом е. Fб/(V·R)> e

По табл. 8.2 определяем Х=1; Y =1.

Рассчитываем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник

по формуле (8.1):

РЭ=(X·V·R + Y·Fб)·Кб·КТ =(1·1·600 + 0·0)·1,8·1= 1080 Н. (8.1)

Определяем расчетную долговечность, млн об. по формуле (8.2):

L=(=(=1316,2 млн.об., (8.2)

где p = 3 для шариковых

Ресурс подшипника в часах работы

Lh==106·1316,2/(60·454) = 48318 ч (8.3)

где n - частота вращения подшипника, об/мин.

Сравниваем полученный результат с требуемым ресурсом редуктора Lh

48318 > 24528

Подшипник №207 пригоден.

Для подшипника №7208.

Определяем коэффициент осевого нагружения е.

По табл. П3 определяем е = 0,38.

Вычисляем отношение Fб/V·RС=0

Сравниваем его с коэффициентом е. Fб/(V·R)< e

По табл. 8.2 определяем Х=1; Y =0.

Рассчитываем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник по формуле (8.1):

РЭ=(X·V·R + Y·Fб)·Кб·КТ = (1·1·2170 + 0·0)·1,8·1= 3906Н (8.4)

Определяем расчетную долговечность, млн об. по формуле (8.2):

L=(=(=549,8 млн.об., (8.5)

где p = 3для роликовых подшипников.

Ресурс подшипника в часах работы

Lh==106·549,8/(60·113,5) =80734 ч, (8.6)

где n - частота вращения подшипника, об/мин.

Сравниваем полученный результат с требуемым ресурсом редуктора Lh

80734 > 24528

Подшипник №208 пригоден.



9. Проверка прочности шпоночных соединений

Исходные данные (см.табл.1,5.1)

крутящий момент ведущего вала Т1 = 43 Н·м;

крутящий момент ведомого вала Т2 = 114 Н·м;

диаметры ступеней валов под шпонки:

вала-шестерни d1=28 мм;

вала колеса d1=32 мм; d3=48 мм;

По диаметрам валов принимаем следующие шпонки по ГОСТ 23360-78:

Диаметр вала d, мм	Ширина шпонки b, мм	Высота шпонки h, мм	Длина шпонки l, мм
28	8	7	32
32	10	8	32
48	14	10	70

Соединения призматическими шпонками проверяют по условию прочности на смятие:

=?[у , (9.1)

где Т - передаваемый момент Н•мм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

lр - рабочая длина шпонки, lp = l - b, мм.

Допускаемые напряжения смятия для шпоночных соединений при спокойной нагрузке:

при стальной ступице [у]см = 110...190 Н/мм2;

Для шпонки ГОСТ 23360-78 8*7*36 на валу шестерне:

==45,7 МПа ? 110 МПа (9.2)

Условие прочности выполняется

Для шпонки ГОСТ 23360-78 10*8*40 на валу колеса:

==101,2 МПа ? 110 МПа

Условие прочности выполняется

Для шпонки ГОСТ 23360-78 16*10*63 на валу колеса:

==21,2 МПа ? 110 МПа

Условие прочности выполняется.



10. Конструктивные размеры корпуса и крышки

Исходные данные (см.разд.3). межосевое расстояние зубчатой передачи бw = 140 мм. Определяем толщину стенки корпуса

д = 0,025·бw+1=0,025·140 +1= 4,5 мм. (10.1)

Принимаем д =8 мм.

Определяем толщину стенки крышки редуктора

д1= 0,02·бw+1= 0,02·140+1 =3,8 мм. (10.2)

Принимаем д1 =8 мм.

Определяем толщину верхнего пояса (фланца) корпуса

b = 1,5·д =1,5·8 = 12 мм. (10.3)

Определяем толщину нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

b1 = 1,5·д1= 1,5·8= 12 мм. (10.4)

Определяем толщину нижнего пояса корпуса

р = 2,3·д= 2,3·8=18,4 мм. (10.5)

Принимаем р =19 мм. Определяем толщину ребер основания корпуса

m = (0,85...1)·д= 0,85·8 =7 мм. (10.6)

Определяем толщину ребер крышки корпуса

т1 = (0,85...1)·д1= 0,85·8 =7 мм. (10.7)

Определяем диаметры фундаментальных болтов

d1 = (0,03...0,036)·б + 12 = 0,03·140 + 12 =16,2мм. (10.8)

Принимаем d1 = М18.

Определяем диаметры болтов крепящих крышку к корпусу подшипников

d2 = (0,7...0,75) ·d1= 0,7·18= 12,6 мм. (10.9)

Принимаем d2 = М14.

Определяем диаметры болтов крепящих крышку с корпусом

d3 = (0,5...0,6) ·d1= 0,5·18 = 9 мм. (10.10)

Принимаем d3 = М10.

Определяем ширину пояса корпуса и крышки

-у подшипникового гнезда:

sп= dш2+10 = 24 + 10 = 34 мм, (10.11)

где dш2 =24 мм - наружный диаметр шайбы болта М12 (потабл.10.2)

- параллельно осям валов:

s= dш3+10= 18 + 10 = 28 мм, (10.12)

где dш3 =18 мм - наружный диаметр шайбы болта М8 (см. табл.10.2)

Определяем размер, определяющий положение болтов d2

е ? 0,5dш2 +5 =0,5·24+5=17 мм. (10.13)

dш2 - наружный диаметр шайбы болта М12.

Определяем диаметр отверстий в гнездах под подшипники принимаем

равным наружному диаметру подшипников DпБ = 72 мм и DпТ = 80 мм.

Определяем диаметры гнезд

DkБ = D0 + 2·b=77 + 2·12=101 мм, (10.14)

где D0 = 77 мм - диаметр крышки подшипника быстроходного вала (см.П4… П6).

DkТ = D2 + (2…5) =120 + 5=125 мм, (10.15)

где D2 = 120 мм - диаметр фланца крышки подшипника тихоходного вала (см. П4... П6).

Таблица 10. Результаты расчета элементов корпуса редуктора, мм.

д	д1	b	b1	p	m	m1	d1	d2	d3	sn	S	e	DкБ	DкТ
8	8	12	12	19	7	7	M18	M14	M10	34	28	17	101	125



11. Выбор сорта масла

Исходные данные (см.разд.1,3)

окружная скорость зубчатых колес х = 1,3 м/с;

передаваемая мощность Рдв = 2,2кВт;

контактные напряжения ун= 367 МПа.

По таблице 11.1 при контактных напряжениях ун=367 МПа, и окружной скорости зубчатых колес х = 1,3 м/с принимаем кинематическую вязкость масла, 28·10-6, м2/с.

По таблице 11.2 по кинематической вязкости масла, 28·10-6, м2/с. принимаем масло индустриальное И-30А.

Определяем объем масла:

V = 0,25· Рдв =0,25·2,2 = 0,55 дм3 (11.1)



12. Посадки деталей редуктора

Посадки назначают в соответствии с указаниями, данными в табл. 12(табл. 10.13 [3]).

Таблица 12. Посадки основных деталей передач

Рекомендуемые посадки	Пример соединения
;;	Зубчатые колеса при частом демонтаже; шестерни на валах электродвигателей; муфты; мазеудерживающие кольца
	Муфты при тяжелых ударных нагрузках
;	Шкивы и звездочки
Отклонение вала k6	Внутренние кольца подшипников качения на валы
Отклонение отверстия H7	Наружные кольца подшипников качения в корпусе
Примечание. Для подшипников качения указаны отклонения валов и отверстий, а не обозначения полей допусков соединений, потому что подшипники являются готовыми изделиями, идущими на сборку без дополнительной обработки.



13. Выбор муфт

Для соединения тихоходного вала редуктора с приводным валом транспортера принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую (ГОСТ 21425--93) (см. П8) с посадочным диаметром d = d1= 35 мм и передаваемым моментом 250 Н·м.



Библиографический список

1. Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: учеб. пособие для машиностроит. спец. учреждений сред. профессионал. образования/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 5-е изд., доп. - М.: Машиностроение, 2004.- 560 с.

2. Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин: справ. учеб.метод. пособие / Л.В. Курмаз, О.Л. Курмаз. - М.: Высш. шк., 2007. - 455с.

3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. - 3-е изд., стереотип. Перепечатка с изд. 1987 г. - М.: Альянс, 2005.- 416 с.

4. Чернилевский Д.В. Основы проектирования машин. - М., 1998.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие. - 2-е изд., перераб. и доп. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454 с.

Размещено на Allbest.ru

...