Размещено на http://www.allbest.ru/

• Зміст
• Вступ
• 1. Кінематичний розрахунок
• 1.1 Підбір електродвигуна
• 1.2 Уточнення передавальних чисел приводу
• 1.3 Визначення частот обертання і моментів, що обертають на валах
• 2. Розрахунок циліндричної передачі
• 2.1 Вибір твердості, термічної обробки і матеріалу коліс
• 2.2 Визначення допустимих контактних напружень
• 2.3 Визначення напружень вигину
• 2.4 Проектний розрахунок
• 2.4.1 Міжосьова відстань
• 2.4.2 Основні параметри передачі
• 2.4.3 Розміри черв'яка і колеса
• 2.4.4 Перевірочний розрахунок передачі на міцність
• 2.4.5 ККД передачі
• 2.4.6 Сили в зачепленні
• 3. Ескізне проектування
• 3.1 Проектні розрахунки валів
• 3.2 Відстані між деталями передач
• 3.3 Вибір типів підшипників
• 3.4 Схеми установки підшипників
• 3.5 Складання компонувальною схеми
• 4. Конструювання черв'ячного колеса і черв'яка
• 4.1 Черв'як
• 4.2 Черв'ячне колесо
• 5. Підбір шпонкових з'єднань
• 5.1 Підбір шпонок для з'єднання зубчастого колеса і вала
• 5.2 Підбір шпонок вхідного і вихідного хвостовиків
• 6. Підбір підшипників кочення на заданий ресурс
• 6.1 Підшипники черв'ячного вала
• 6.2 Підшипники вала черв'ячного колеса
• 7. Конструювання корпусних деталей
• 8. Конструювання кришок підшипників
• 9. Розрахунок пасової передачі
• 10. Розрахунок валів на міцність
• 10.1 Вхідний вал
• 10.2 Вихідний вал
• 11. Вибір манжетних ущільнень
• 11.1 Вхідний вал
• 11.2 Вихідний вал
• 12. Вибір мастильних матеріалів і системи змащування
• 13. Підбір муфти
• 14. Порядок складання приводу, виконання необхідних регулювальних робіт
• Список використаної літератури

Вступ

Машини складаються з деталей. Деталі машин - це складові частини машин, кожна з яких виготовлена без застосування складальних операцій (наприклад, вал).

Число деталей в складних машинах може становити десятки і сотні тисяч, наприклад, в автомобілі більше 15 тис. деталей, в автоматизованих комплексах прокатного обладнання - більше мільйона.

Курс «Деталі машин» охоплює, також сукупність спільно працюючих деталей, що представляють собою конструктивно відокремлені одиниці, зазвичай об'єднуються, одним призначенням і звані складальними одиницями або вузлами. Вузли однієї машини можна виготовляти на різних заводах. Характерними прикладами вузлів є редуктори, коробки передач, муфти, Підшипники у власних корпусах.

Для отримання знань з проектування, проводимо проектування редуктора. Редуктором називається механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаних у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі обертання від вала двигуна до валу робочої машини. Редуктор призначений для зниження кутової швидкості і відповідно підвищення крутного моменту веденого валу в порівнянні з ведучим. Редуктор складається з корпусу, в якому розташовані елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники.

електродвигун вал черв'як підшипник

1. Кінематичний розрахунок

1.1 Підбір електродвигуна

Споживану потужність (кВт) приводу (потужність на виході) задано: Pв = 9 кВт.

Тоді необхідна потужність електродвигуна [1, стор. 5]

P_{э.необх} = P_в/з_заг,

де з_заг = з₁ з₂ з₃ ...

Тут з₁, з₂, з₃ ... - ККД окремих ланок кінематичного ланцюга, орієнтовні значення яких з урахуванням втрат в підшипниках можна приймати по табл. 1.1 (1, стор. 6).

Загальний ККД приводу

З_заг = з_зз_пасз_мз_оп;

де з_з - ККД зубчастої передачі; з_пас - ККД пасової передачі; з_м - ККД сполучної муфти; з_оп - ККД опор редуктора.

За табл. 1.1: з_з = 0.8; з_рем = 0.95; з_м = 0.98; з_оп = 0.99²;

тоді

з_заг = 0.8•0.95•0.98 • 0.99² = 0.74;

Необхідна потужність електродвигуна

P_{е. необ} = 9/0.74 = 12.16 кВт;

Необхідна частота обертання валу електродвигуна обчислимо, підставляючи в формулу для n_{е.необх} середні значення передавальних чисел з рекомендованого діапазону для присутніх передач.

n_{э.необх} = n_в • U_цил • U_р = 50 • 30 • 3 = 4500 хв^-1;

Таблиця 1

вид передачі	твердість зубів	Передавальне число
		Uрек	Uгранич
Зубчаста циліндрична:
тихохідна ступінь у всіх редукторах (Uт)	? 350 HB	2,5 ... 5,6	6,3
	40 ... 56 HRCе	2,5 ... 5,6	6,3
	56 ... 63 HRCе	2 ... 4	5,6
швидкохідна ступінь в редукторах по розгорнутій схемі (Uшв)	? 350 HB	3,15 ... 5,6	8
	40 ... 56 HRCе	3,15 ... 5	7,1
	56 ... 63 HRCе	2,5 ... 4	6,3
швидкохідний ступінь в співвісний редукторі (Uшв)	? 350 HB	4 ... 6,3	8
	40 ... 56 HRCе	4 ... 6,3	7,1
	56 ... 63 HRCе	3,15 ... 5	6,3
Коробка передач	Будь-яка	1 ... 2,5	3,15
конічна зубчаста	? 350 HB	1 ... 4	6,3
	? 40 HRCе	1 ... 4	5
черв'ячна	-	16 ... 50	80
ланцюгова	-	1,5 ... 3	4
ремінна	-	2 ... 3	5

де U_ціл - передавальне число передачі одноступінчатого циліндричного редуктора; Uпас - пердаточное число пасової передачі.

За табл. 24.9 [1, стор. 417] вибираємо електродвигун АІР112M4: P = 15 кВт; n = 2910 хв^-1.

Відношення максимального крутного моменту до номінального T_max/T=2.2.

1.2 Уточнення передавальних чисел приводу

Після вибору n визначають загальне передавальне число приводу [1, стор. 8]

U_заг = n / n _в;

U_заг = 2910 / 50 = 58.2;

Отримане розрахунком загальне передавальне число розподіляють між редуктором і іншими передачами, між окремими ступенями редуктора.

Якщо в кінематичній схемі крім редуктора (коробки передач) є ланцюгова або ремінна передача, то попередньо призначене передавальне число передачі не змінюють, приймаючи U_п = U_ц або U_п = U_р або U_п = U_цU_р, а уточнюють передавальне число редуктора [1, стор. 8]

U_п = U_р = 3 = 3;

U_ред = U_заг/U_п = 58.2 / 3 = 19.4;

1.3 Визначення частот обертання і моментів, що обертають на валах

Після визначення передавальних чисел ступенів редуктора (коробки передач) обчислюють частоти обертання і обертаючі моменти на валах передачі.

Якщо в заданій схемі відсутній ланцюгова передача на виході, то частота обертання валу колеса циліндричної передачі

n₂ = n_в = 50 хв^-1.

Частота обертання валу шестерні циліндричної передачі

n₁ = n₂U_цил = 50 • 19.4 = 970 хв^-1.

Момент на виходному валу.

Tв = 60 • 1000 • 9 /( 50 • 2 • 3,1415) = 1718.87 об/хв.

Момент на валу колеса циліндричної передачі при відсутності ланцюгової передачі

T₂ = T_в/(з_мз_оп) = 1718.87 / (0.98 • 0.99) = 1771.67 (Н•м);

де з_оп - ККД опор приводного вала; з_м - ККД муфти.

Момент, що обертає на валу шестерні циліндричної передачі

T₁ = T₂/ (U_цилз_цил) = 1771.67 /(19.4 • 0.8) = 114.15 (Н•м).

де з_цил - ККД циліндричної передачі; U_цил - передавальне число циліндричної передачі.

Зведена таблиця з даними необхідними для розрахунку редуктора:

Таблиця 2

Uред	n1, хв-1	T1, Н•м	n2, хв-1	T2, Н•м
19.4	970	114.15	50	1771.67

Примітка: розрахункові дані можуть мати похибку до 3% через заокруглення в розрахунках.

2. Розрахунок циліндричної передачі

2.1 Вибір твердості, термічної обробки і матеріалу коліс

Для черв'яка застосовують ті ж марки сталей, що і для зубчастих коліс (Табл. 3). З метою отримання високих якісних показників передачі застосовують загартування до твердості ?45HRCе, шліфування та полірування витків черв'яка. [1, стор. 30] Найбільш технологічними є евольвентні черв'яки (ZI), тому вибираємо цей тип черв'яка.

Термообробку - поліпшення з твердістю ?350 HB застосовують для передач малої потужності (до 1 кВт) і нетривалої роботи. [1, стор.30]

Для силових перелач слід застосовувати евольвентні і нелінійчатих черв'яки. Обрано евольвентний тип.

Табл. 3 [1, табл. 2.1, стор. 11]

Марка сталі	Термообробка	Граничні розміри заготовки, мм	твердість зубів	ут, МПа
		Dпр	Dпр	в серцевині	на поверхні
45	покращена	125	80	235-262 HB	235-262 HB	540
	покращена	80	50	269-302 HB	269-302 HB	650
40Х	покращена	200	125	235-262 HB	235-262 HB	640
	покращена	125	80	269-302 HB	269-302 HB	750
	покращена і гарт ТВЧ	125	80	269-302 HB	45-50 HRCе	750
40ХН, 35ХМ	покращена	315	200	235-262 HB	235-262 HB	630
	покращена	200	125	269-302 HB	269-302 HB	750
	покращена і гарт ТВЧ	200	125	269-302 HB	48-53 HRCе	750
40ХНМА, 38Х2МЮА	покращена і з азотуванням	125	80	269-302 HB	50-56 HRCе	780
20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГМ	покращена, цементація і гарт	200	125	300-400 HB	56-63 HRCе	800

Черв'як.

Матеріал - Сталь 45. Призначаємо термічну обробку шестерні - покращення.

Граничні розміри заготовки: Dпр = 125 мм, Sпр = 80 мм.

Твердість зубів: в серцевині до 262 HB, на поверхні до 262 HB.

Максимальне напруження у_T = 750 МПа.

Матеріали зубчастих вінців черв'ячних коліс у напрямку зниження антизадирні і антифрикційних властивостей і рекомендованим для застосування швидкостям ковзання можна умовно звести до трьох груп:

Група I - олов'яні бронзи; застосовують при швидкості ковзання Vск > 5 м/с.

Група II - безолов'яні бронзи і латуні; застосовують при швидкості ковзання Vск 2 - 5 м/с.

Група III - м'які сірі чавуни; застосовують при швидкості ковзання Vск < 2 м/с і в ручних приводах.

Так як вибір матеріалу для колеса пов'язаний зі швидкістю ковзання, то попередньо визначають очікуване її значення, м/с [1, стр. 31]:

Vск = 0,45 • 10^-3 • 50 • 19.4 • 12.1 = 5.28 м/с.

Для швидкості ковзання 5.28 м / с необхідно застосовувати матеріали II групи (безолов'яні бронзи і латуні).

Для швидкості ковзання 5.28 м / с вибираємо матеріал ЛАЖМц66-6-3-2 (в пісок). у_в = 200 МПа, у_т = 90 МПа.

2.2 Визначення допустимих контактних напружень

Для II групи матеріалу вінця колеса допустиме напруження

[у]H = [у]H0 - 25Vск.

Тут [у] H₀=300 МПа для черв'яків з твердістю по поверхні витків ?45HRCе; [У] H₀=200 МПа для черевиків при твердості ?350 HB. [1, стор. 32]

Для обраного матеріалу черв'яка (Сталь 45) твердість поверхні витків дорівнює 200 HB, тому приймаємо

[у]H₀ = 200 HB;

[у]H = 0.9 ? 200 = 180 МПа.

Для розрахункового редуктора:

Nk = 60 • 50 • 47304000 = 141912000000;

0 - постійний режим навантаження;

K_HE = 1;

N_HE = 1 • 141912000000 = 141912000000

Т.к. N_HE > 25•10⁷, то приймаємо N_HE = 25•10⁷.

K_HL = 0.67;

Cv = 1,66•5.28-0,352 = 0.92;

[у]H = 110.95 МПа.

2.3 Визначення напружень вигину

Допустимі напруги вигину обчислюють для матеріалу зубів черв'ячного колеса [1, стр. 32]:

[у]F = KFL[у]F₀.

Коефіциент долговечности

Тут N_FE = K_FEN_k - еквівалентне число циклів навантаження зубців черв'ячного колеса за весь термін служби передачі. Якщо N_FE <10⁶, то приймаємо N_FE = 10⁶. Якщо N_FE> 25 • 10⁷, то приймаємо N_FE = 25 • 10⁷.

Значення коефіцієнтів K_FE еквівалентності для типових режимів навантаження наведені в табл. 2

Початкове допустиме напруження [у] F₀ вигину для матеріалів:

группа I и II ................... [у]F₀ = 0,25[у]т + 0,08[у]в;

група III ...................... F0 = 0,22[у]ви.

Для розраховуваного редуктора:

0 - постійний режим нагруження;

K_FE = 1;

N_k = 60 • 50 • 47304000 = 141912000000;

N_FE = 141912000000;

Т.к. N_FE > 25•10⁷, то приймаємо N_FE = 25•10⁷.

K_FL = 0.54;

[у]F0 = 0,25 ? 90 + 0,08[у] ? 200 = 38.5 МПа.

Визначення допустимих напружень при максимальній піковому навантаженні

група I................... [у]Hmax = 4[у]т; [у]Fmax = 0,8[у]т;

група II ...................... [у]Hmax = 2[у]т; [у]Fmax = 0,8[у]т;

група III ...................... [у]Hmax = 1,65[у]ви; [у]Fmax = 0,75[у]ви.

[у]Hmax = 4?90 = 360 МПа;

[у]Fmax = 0,8?90 = 72 МПа;

2.4 Проектний розрахунок

2.4.1 Міжосьова відстань

Попереднє значення міжосьової відстані a_w', мм:

де Ka = 610 для евольвентних, архімедівських і конволютних черв'яків; Ka = 530 для нелінійчатих черв'яків; KHв - коефіцієнт концентрації навантаження; при постійному Реім навантаження KHв = 1; при змінному

KHв = 0,5 (K0Hв + 1).

Використовуємо:

KHв = 1;

Ka = 610.

Розрахункове значення міжосьової відстані:

a_w = 320 мм.

Отримане розрахунком міжосьова відстань округлюють в більшу сторону: для стандартної черв'ячної пари - до стандартного числа з ряду (мм): 80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280; для нестандартної до числа з ряду Ra40. [1, стор. 33]

Округлене значення aw до числа з ряду Ra40:

a_w = 320 мм.

2.4.2 Основні параметри передачі

Число зубів колеса

z₂ = z₁•u = 2 • 19.4 ? 39.

Попереднє значення [1, стр. 33]:

модулі передачі

m = (1,4...1,7)a_w/z₂;

m = 1.6 • 320 / 39 = 13.13 мм.

коефіцієнт диаметра черв'яка

q = 2a_w/m - z₂.

У формулу для q підставляють найближчим до розрахункового стандартне значення m:

m, мм .q	2.5; 3.15; 4; 5; 8; 10; 12.5; 16; 20;	6.3; 8; 10; 12.5; 8; 10; 12.5; 14; 16; 20;	16; 8; 10; 12.5; 16;

обране значення модуля

m = 12,5 мм.

q = 2•320 / 12.5 - 39 = 12.2.

Отримане значення q округлюють до найближчого стандартного. Мінімально допустиме значення q з учловія жорсткості черв'яка q_min = 0,212 • z₂ = 0,212 • 39 = 8.27.

Обираємо q = 12,5

Коефіцієнт зміщення

x = a_w/m - 0,5(z₂ + q);

x = 320/12.5 - 0,5(39 + 12.5) = -0.15;

Якщо за розрахунком коефіцієнт зміщення |x| > 1, то змінюють a_w, m, z₂ или q [1, стр. 33].

Кут підйому лінії витка черв'яка:

на ділильному циліндрі г = arctg[z₁/q] = arctg[2/12.5] = 0.16 = 9.09^o;

на початковому циліндрі г_w = arctg[z₁/(q+2x)] = arctg[2/(12.5+2•-0.15)] = 0.16 = 9.31^o.

Фактичне передавальне число

u_ф = z₂/z₁;

u_ф = 39/2 = 19.5.

Відхилення від номінального передавального числа

Д = (u - u_ф)/u = -1.05 %.

Отримане значення u_ф не повинно відрізнятися від заданого більш ніж на 5%. [1, стр. 34]

2.4.3 Розміри черв'яка і колеса

Рис. 1 [1, стр. 34]

Діаметр делительный червяка

d₁ = qm;

d₁ = 12.5 • 12.5 = 156.3 мм;

діаметр вершин витків

d_a1 = d₁ + 2m;

d_a1 = 156.3 + 2•12.5 = 181.3 мм;

діаметр впадин

d_f1 = d₁ - 2,4m;

d_f1 = 156.3 - 2.4•12.5 = 126.3 мм.

Довжина b₁ нарізаної частини черв'яка при коефіцієнті x ? 0 [1, стр. 34]

b₁ = (10 + 5,5|x| + z1)m;

b₁ = (10 + 5,5•0.15 + 2)•12.5 = 160.31 мм.

При позитивному коефіцієнті зміщення (x> 0) черв'як повинен бути дещо коротший. У цьому випадку розмір b₁ зменшують на величину (70 + 60x) m / z2. [1, стор. 34]

Для фрезеруемих і фліфуемих черв'яків отриману розрахунком довжину b₁ збільшують: при m <10 мм - на 25 мм; при m = 10-16 мм - на 35-40 мм.

Збільшується b₁ на 35 мм:

b₁ = 160.31 + 35 = 195.31.

У всіх випадках значення b₁ потім округлюють до найближчої бік до числа з ряду R_a40. [1, стр. 34]

Приймаємо

b₁ = 200 мм.

Діаметр ділильний колеса

d₂ = z2m = 39 • 12.5 = 487.5 мм;

діаметри вершин зубів

d_a2 = d₂ + 2m(1 + x) = 487.5 + 2 • 12.5 • (1 + -0.15) = 508.75 мм;

діаметр впадин

d_f2 = d₂ - 2m(1,2 - x) = 487.5 - 2 • 12.5 • (1.2 - -0.15) = 453.75 мм;

діаметр колеса найбільший

d_aM2 ? d_a2 + 6m/(z1 + k),

де k = 2 для передач з евольвентним черв'яком; k = 4 для передач, нелінійчатих поверхня яких утворюють тором. [1, стор. 34]

d_aM2 ? 508.75 + 6 • 12.5/(2+2) = 527.5 мм.

Ширина венця b2 = ш_aaw, где ш_a = 0,355 при z1 = 1 и 2; ш_a = 0,315 при z1 = 4. [1, стр. 34]

b2 = 0.355 • 320 ? 114 мм.

2.4.4 Перевірочний розрахунок передачі на міцність

Визначаємо швидкість ковзання в зачепленні [1, стр. 34]:

Vск = V_w1/cosг_w,

де V_w1 = рn1m(q+2x)/60000.

Тут V_w1 - окружна швидкість на початковому діаметрі черв'яка, м/с; m - в мм; г_w - початковий кут підйому витка. [1, стр. 34]

V_w1 = 3.14 • 970 • 12.5 • (12.5 + 2 • -0.15)/60000 = 7.7 м/с;

Vск = 7.7/cos9.31^o = 7.8 м/с.

З отриманого значення Vск уточнюють допустиме напруження [у]H. [1, стр. 34]

[у]H = [у]H₀ - 25V_ск.

Тут [у]H₀ = 180 МПа для черевиків з твердістю по поверхні витків ?45HRCэ; [у]H0 = 180 МПа для черевиків при твердості ?350 HB. [1, стр. 32]

[у]H₀ = 180 HB;

[у]H = 97.69 МПа.

Обчислимо розрахункове значення напруги

де Z_у = 5350 для евольвентних, архімедівських і конволютних черв'яків, Z_у = 4340 для ередач з нелінійчатих черв'яками (освіченими конусом або тором);K = K_HнK_Hв - коефіцієнт навантаження. [1, стр. 35]

Окружна швидкість черв'ячного колеса, м/с:

V₂ = рn₂d₂/60000;

V₂ = 3.14 • 50 • 487.5 / 60000 = 1.28 м/с.

При звичайній точності виготовлення і виконанні умови жорсткості черв'яка приймають: K_Hн = 1 при V₂ ? 3 м/с. [1, стр. 35]

K_Hв концентрація навантаження: K_Hв = 1 + (z₂/и)³(1 - X), де и - коефіцієнт деформації черв'яка (табл. 4); X - коефіцієнт, враховує вплив режиму роботи передачі на приработку зубів черв'ячного колеса і витків черв'яка. [1, стр. 35]

Табл. 4 [1, табл. 2.16, стр. 35]

z1	Значення и при коефіцієнті q діаметра черв'яка
	8	10	12.5	14	16	20
1	72	108	154	176	225	248
2	57	86	121	140	171	197
4	47	70	98	122	137	157

Для z₁ = 2 і q = 12,5:

и = 121.

Значення Х для типових режимів навантаження і випадків, коли частота обертання валу черв'ячного колеса не змінюється зі зміною навантаження, приймають по табл. 5.

Табл. 5 [1, табл. 2.17, стр. 35]

Типовий режим навантаження	0	I	II	III	IV
X	1,0	0,77	0,5	0,5	0,38

Для необхідного режиму навантаження X = 1.

K_Hв = 1 + (39/121)³(1 - 1) = 1.

K = K_HнK_Hв = 1 • 1 = 1.

Розрахункове значення напруг:

у_H = 105.8 МПа

що менше допустимого напряжения [у]_H (195.25 МПа).

2.4.5 ККД передачі

Коефіцієнт корисної дії черв'ячної передачі

з = tgг_w/tg(г_w + с),

де г_w - кут підйому лінії витка на початковому циліндрі; с - приведений кут терт, кий визначаєтьс експериментально з урахуванням відносних втрат потужності в зачепленні, опорах і на перемішування масла. Значення кута с тертя між сталевим черв'яком і колесом з бронзи (латуні, чавуну) приймають в залежності від швидкості ковзання V_ск:

Менше значення с - для олов'яної бронзи, більше - для безолов'яні бронзи, латуні і чавуну.

У розрахунку використовується матеріал II або III групи (безолов'яним бронза, латунь і чавун).

Табл. 6

Vск, м/с	0,5	1,0	1,5	2,0	2,5	3,0	4,0	7,0	10,0	15,0
с	3o10' 3o40'	2o30' 3o10'	2o20' 2o50'	2o00' 2o30'	1o40' 2o20'	1o30' 2o00'	1o20' 1o40'	1o00' 1o30'	0o55' 1o20'	0o50' 1o10'

Для швидкості 7.8 м / с значення с лежить між табличними значеннями 0^o55' і 1^o20'. Визначимо с, використовуючи лінійну інтерполяцію:

с = 0^o58'

КПД передачі:

з = 90.2 %.

2.4.6 Сили в зачепленні

Рис. 2

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2•10³T₂/d₂;

F_t2 = F_a1 = 2•10³•1771.67/487.5 = 7268.39 Н;

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

F_t1 = F_a2 = 2•10³T2/(dw1Uфз);

F_t1 = F_a2 = 2•10³•1771.67/(156.3 • 19.5 • 0.902) = 1288.88 Н;

Радиальная сила:

F_r = F_t2?tgб?cosгw;

Стандартный угол б = 20^o.

F_r = 7268.39 • tan(20) • cos(9.31) = 2611.69 Н;

3. Ескізне проектування

Після визначення міжосьових відстаней, розмірів коліс і черв'яків приступають до розробки конструкції редуктора або коробки передач. Першим етапом конструювання є розробка ескізного проекту. При ескізному проектуванні визначають положення деталей передач, відстані між ними, орієнтовні діаметри східчастих валів, вибирають типи підшипників і схеми їх установки. [1, стор. 42]

3.1 Проектні розрахунки валів

Попередні значення діаметрів (мм) різних ділянок сталевих валів редуктора визначають за формулами [1, с. 42]:

для швидкохідного (вхідного) вала

d_вх = 34 мм;

для тихохідного (вихідного)

d_вих = 60.5 мм;

У наведених формулах T_Б, T_Т - номінальні моменти, Н • м.

Попередньо обчислені значення діаметрів откругляют в найближчу сторону до стандартних (див. Табл. 24.1 [1]).

Діаметри валів швидкохідного і тихохідного валів узгодять з діаметрами валів по табл. 24.27 [1] і з діаметрами отворів встановлюються на них деталей (шківа, зірочки, напівмуфти).



Мал. 5 [1, рис. 3.1 (а), стр. 43]

Мал. 6 [1, рис. 3.1 (в), стр. 43]

Приймаємо діаметри і довжини кінців згідно з таблицею 24.28 [1]

d_вх = 36 мм;

d_вих = 60 мм;

Висоту t_ціл (t_кон) заплічників, координату r фаски підшипника і розмір f (мм) фаски колеса приймають в залежності від діаметра d [1, с. 42].

Діаметри під підшипники:

d_{П вх} = 36+ 2•3.5 = 43 мм;

d_{П вих} = 60+ 2•4.6 = 69.2 мм.

Приймаємо посадочні місця під підшипники згідно ГОСТ 8338-75 на підшипники кулькові радіальні однорядні (табл. 24.10 [1]):

d_{П вх} = 45 мм;

d_{П вих} = 70 мм.

Діаметри безконтактних поверхонь:

d_{БП вх} = 45 + 3•2.5 = 52.5 мм;

d_{БП вих} = 70 + 3•3.5 = 80.5 мм.

Приймаємо діаметр тихохідного валу для установки зубчастого колеса:

d_{К вих} = 82,5 мм.

3.2 Відстані між деталями передач

Щоб поверхні обертових коліс не зачіпали за внутрішні поверхні стінок корпусу, між ними залишають зазор "а" (мм) [1, стор.45]:

,

де L - відстань між зовнішніми поверхнями деталей передач, мм.

L = 320 + 181.3/2 + 508.75/2 = 665.025 мм;

a = 11.7 мм

Обчислення значення a округлюють в більшу сторону до цілого числа. Надалі по a будемо розуміти також відстань між внутрішньою поверхнею стінки корпусу і торцем маточини колеса. [1, стор. 45]

приймаємо

a = 12 мм.

Відстань b₀ між дном корпусу і поверхнею коліс або черв'яка для всіх типів редукторів і коробок передач приймають [1, стор. 45]:

b₀ ? 3a.

приймаємо

b₀ = 36 мм.

3.3 Вибір типів підшипників

Конічні і черв'ячні колеса повинні бути точно і жорстко зафіксовані в осьовому напрямку. Кулькові радіальні підшипники характеризує мала осьова жорсткість. Тому в силових передачах для опор валів коніческих і черв'ячних коліс застосовують конічні роликові підшипники. Спочатку вибирають легку серію. [1, стор.47]

Опори черв'яка в силових черв'ячних передачах навантажені значними осьвимі силами. Тому в якості опор вала черв'яка застосовують в основному конічні роликові підшипники. При тривалій безперервній роботі черв'ячної передачі з метою зниження тепловиділень застосовують також кулькові радіально-наполегливі підшипники. [1, стор.47]

Попередньо призначаємо для черв'яка і колеса конічні роликові підшипники з ГОСТ 27365-87.

Зазвичай використовують підшипники класу точності 0. Підшипники більш високої точності застосовують для опор валів, що потребують підвищеної точності обертання або працюють при особливо високих частоти обертання. [1, стор. 47].

3.4 Схеми установки підшипників

Схема установки підшипників "враспор" конструктивно найбільш проста. Її широко застосовують при відносно коротких валах. При установці в опорах радіальних кулькових підшипників відношення l / d ? 8 ... 10. [1, стор. 49]

Оскільки вал черв'ячного колеса відносно короткий і вимагає достатньої жорсткості, то призначаємо для нього схему "враспор".



Мал. 7 [1, рис. 3.9, стор. 48]

3.5 Складання компонувальною схеми

Компонувальні схеми вироби складають для того, щоб оцінити відповідність вузлів і деталей приводу. Раніше виконаний ескізний проект редуктора (коробки передач) і обраний електродвигун, якщо їх розглядати окремо, не дають чіткого уявлення про те, що ж в кінцевому підсумку вийшло. Потрібно їх спрощено зобразити разом з приводним валом, на одному аркуші, з'єднаними між собою безпосередньо, із застосуванням муфт або пасової (ланцюговий) передачі. Компонувальні схеми виконуються в масштабі зменшення. Вони служать прообразом креслення загального виду приводу. [1, стор. 52]

4. Конструювання черв'ячного колеса і черв'яка

За результатами розробки ескізного проекту були накреслені контури зубчастих коліс і черв'яків. Наступним кроком є конструктивна обробка їх форми. [1, стор. 62]

4.1 Черв'як

Черв'яки виконують сталевими і найчастіше заодно з валом. Геометричні розміри черв'яка, в тому числі довжина b₁ нарізаною частини і орієнтовну відстань l між опорами, відомі з розрахунків і ескізного креслення редуктора. [1, стор. 75]

Розміри виступає з редуктора кінця вала-черв'яка узгодять з відповідними розмірами вала електродвигуна і сполучної муфти. Потім визначають діаметр вала в місці установки підшипників. [1, стор. 75] Ці питання були узгоджені на етапі проектування валів.

4.2 Черв'ячне колесо

Основні геометричні розміри черв'ячного колеса визначені з розрахунку.

Найчастіше черв'ячні колеса виготовляють складовими: центр - з сірого чавуну або зі сталі, зубчастий вінець - з бронзи. З'єднання вінця з центром має забезпечувати передачу великого крутного моменту і порівняно невеликий осьової сили. [1, стор. 72]

Конструкція черв'ячного колеса і спосіб з'єднання вінця з центром залежать від обсягу випуску. При одиничному і дрібносерійного виробництва, коли річний обсяг випуску менше 50 шт., І невеликих розмірах колеса (daM2<300мм) зубчасті вінці з'єднують з центром посадкою з натягом.

При постійному напрямку обертання черв'ячного колеса на зовнішній поверхні цетру передбачають бортик, на який спрямовують осьову силу. З'єднання вінця з центром можна виконувати без бортика. У з'єднаннях з відносно невеликим натягом в стик зубчастого вінця і центру встановлюють гвинти (зазвичай три штуки по колу). [1, стор. 73]

Частота обертання черв'ячних коліс, як правило, невелика, і їх балансування не проводять. Тому неробочі поверхні обода, диска, маточини колеса залишають необробленими і роблять конусними з великими радіусами заокруглень. Гострі кромки на торцях венца притупляють фасками f ? 0,5m з округленням до стандартного значення [см. 1, стор. 63], де m - модуль зачеплення. [1, стор. 73]

Рис. 6 [1, рис. 5.1, стр. 62]

Розміри інших основних конструктивних елементів [1, стр. 73]:

S ? 2m + 0,05b₂;

S₀ ? 1,5S;

C = (1,2 ... 1,3)S₀;

h ? 0,15b₂;

t ? 0,8h.

Приймаються наступні значення:

S ? 2•12.5 + 0,05•114 ? 31 мм;

S₀ ? 1,5 • 31 ? 47 мм;

C = 1,3 • 47 ? 61 мм;

h ? 0,15 • 114 ? 17 мм;

t ? 0,8 • 17 ? 14 мм.

Решта конструктивні елементи черв'ячних коліс слід приймати такими ж, як і для циліндричних зубчастих коліс. [1, стор. 73]

Форма зубчастого колеса може бути плоскою (рис.6, а, б) або з виступаючою маточиною. Значно рідше (в одноступінчатих редукторах) колеса роблять з маточиною, яка виступає в обидві сторони. [1, стор. 62]

Довжину lст посадкового отвору колеса бажано приймати рівною або більше b2 зубчастого вінця (l_ст> b₂). Прийняту довжину маточини узгодять з розрахунковою (див. Розрахунок з'єднання шлицевого, з натягом або шпоночного, обраного для передачі крутного моменту з колеса на вал) і з діаметром посадкового отвори d [1, стор. 63]:

l_ст = (0,8...1,5)d, зазвичай l_ст = (1,0...1,2)d.

Приймаємо

l_ст = 1,2d = 1.2 • 82.5 = 99 мм.

Приймаємо l_ст = b₂ = 114 мм.

Фаска вінця

f = 0,5 • m = 0,5 • 12.5 = 6.25 мм;

округлена до стандартного значення (див. нижче).

f = 6,25 мм.

Стандартні значення фасок:

Табл. 7

d, мм .....	20...30	30...40	40...50	50...80	80...120	120...150	150...250	250...500
f, мм .....	1,0	1,2	1,6	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0

Гострі кромки на торцях маточини також притупляють фасками, розміри яких приймають згідно зі стандартними значеннями.

5. Підбір шпонкових з'єднань

5.1 Підбір шпонок для з'єднання зубчастого колеса і вала

При установці коліс на валах необхідно забезпечити надійне базування колеса по валу, передачу крутного моменту від колеса до валу або від валу до колеса. [1, стор. 77]

Для передачі крутного моменту найчастіше застосовують призматичні і сегментні шпонки. [1, стор. 77]

Мал. 9 [1, рис. 6.1, стор. 77]

Призматичні шпонки мають прямокутний перетин; кінці округлені (рис. 9, а) або плоскі (рис. 9, б). Стандарт для кожного діаметра вала определені розміри поперечного перерізу шпонки. Тому при проектних розрахунках розміри b і h беруть з табл. 9 [1, табл. 24.29] і визначають розрахункову довжину l_р шпонки. Довжину l = l_р + b шпонки з округленими або l = l_р з плоскими торцями вибирають зі стандартного ряду (табл. 8). Довжину маточини призначають на 8 ... 10 мм більше довжини шпонки.

Призначаємо як з'єднання призматичну шпонку з округленими кінцями.

Табл. 8 [1, табл. 24.29, стор. 432] Шпонки призматичні (з ГОСТ 23360-78)

Діаметр вала, d	перетин шпонки	Фаска у шпонки s	глибина паза	довжина l
	b	h		вала t1	маточини t2
Св. 12 до 17	5	5	0,25 - 0,4	3	2,3	10 - 56
>> 17 >> 22	6	6		3,5	2,8	14 - 70
>> 22 >> 30	8	7		4	3,3	18 - 90
>> 30 >> 38	10	8	0,4 - 0,6	5	3,3	22 - 110
>> 38 >> 44	12	8		5	3,3	28 - 140
>> 44 >> 50	14	9		5,5	3,8	36 - 160
>> 50 >> 58	16	10		6	4,3	45 - 180
>> 58 >> 65	18	11		7	4,4	50 - 200
>> 65 >> 75	20	12	0,6 - 0,8	7,5	4,9	56 - 220
>> 75 >> 85	22	14		9	5,4	63 - 250
>> 85 >> 95	25	14		9	5,4	70 - 280

Примітки. 1. Довжину l (мм) призматичної шпонки вибирають з ряду: 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90 , 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 250, 280.

При діаметрі вала 82,5 мм і довжині маточини 114 вибираємо шпонку з наступними параметрами:

b = 22 мм;

h = 14 мм;

s = 0.6 мм;

t1 = 9 мм;

t2 = 5.4 мм.

Довжину шпонки призначимо приблизно на 8 ... 10 мм менше довжини маточини, згідно стандартному ряду довжин для шпонок: l = 110 мм.

При передачі моменту шпонковим з'єднанням посадки можна приймати за такими рекомендаціями (посадки з великим натягом - для коліс реверсивних передач) [1, стор. 77]:

для коліс циліндричних прямозубих ....................... H7 / p6 (H7 / r6);

для коліс циліндричних косозубих і черв'ячних ...... H7 / r6 (H7 / s6);

для коліс конічних ............................................... ... H7 / s6 (H7 / t6);

для коробок передач ............................................... ..... H7 / k6 (H7 / m6).

Призначаємо посадку шпоночно з'єднання H7 / p6.

Посадки шпонок регламентовані ГОСТ 23360-78 для призматичних шпонок. Рекомендують приймати поле допуску для ширини паза вала для призматической шпонки P9, а ширини паза отвори P9.

5.2 Підбір шпонок вхідного і вихідного хвостовиків

Вхідний вал.

При діаметрі хвостовика 36 мм і довжині хвостовика 80 вибираємо шпонку з наступними параметрами:

b = 10 мм;

h = 8 мм;

s = 0.4 мм;

t₁ = 5 мм;

t₂ = 3.3 мм.

Довжину шпонки призначимо приблизно на 8 ... 10 мм менше довжини хвостової частини, згідно стандартному ряду довжин для шпонок:

l = 63 мм.

Вихідний вал.

При діаметрі хвостовика 60 мм і довжині хвостовика 140 вибираємо шпонку з наступними параметрами:

b = 18 мм;

h = 11 мм;

s = 0.4 мм;

t₁ = 7 мм;

t₂ = 4.4 мм.

Довжину шпонки призначимо приблизно на 8 ... 10 мм менше довжини хвостової частини, згідно стандартному ряду довжин для шпонок:

l = 125 мм.

6. Підбір підшипників кочення на заданий ресурс

Розрахунок підшипників проводиться за рекомендаціями Дунаєва П.Ф., Лелікова О.П. [1, стор. 105-112].

6.1 Підшипники черв'ячного вала

Вихідні дані для розрахунку: частота обертання валу n = 970 хв^-1; необхідний ресурс при ймовірності безвідмовної роботи 90%: L'_10ah = 47304000 год; діаметр посадочних поверхонь вала d = 45 мм; максимальні довготривалі сили: F_r1max = F_r / 2 = 1305.85 Н, F_r2max = F_r / 2 = 1305.85 Н, F_Amax = 7268.39 Н; режим навантаження - 0 - постійний; очікувана температура роботи t_раб = 50^oC.

Для типового режиму навантаження 0 коефіцієнт еквівалентності K_E = 1. Обчислюємо еквівалентні навантаження:

F_r1 = K_EF_r1max = 1 • 1305.85 = 1305.85 Н;

F_r2 = K_EF_r2max = 1 • 1305.85 = 1305.85 Н;

F_A = K_EF_Amax = 1 • 7268.39 = 7268.39 Н.

Попередньо призначаємо кулькові радіальні підшипники легкої серії 7209A. Схема установки підшипників - враспор.

Для обраної схеми установки підшипників слід:

F_a1 = F_A = 7268.39 Н;

F_a2 = 0.

Подальший розрахунок виробляємо для більш навантаженої опори 1.

1. Для прийнятих підшипників з табл. 24.10 [1] знаходимо:

C_r = 62700 Н;

C_0r = 50000 Н;

Y = 1.5;

e = 0.4

Сумарно для двох підшипників: Cr = 125400 Н;

2. Відношення Fa/(VFr) = 7268.39/(1•1305.85) = 5.566, що більше e = 0.4 (V=1 при обертанні внутрішнього кільця).

Визначимо значення кута б:

б = arctg(e/1.5) = arctg(0.4/1.5) = 14.9^o.

Тоді для дворядних конічних роликових підшипників [1, стр. 106]:

X = 0.67;

Y = 0.67?ctgб = 2.52;

3. Еквівалентне динамічне радіальне навантаження

Pr = (VXFr + YFa)KбKт.

Приймаємо Kб [1, табл. 7.4 стр 107]; Kт = 1 (tраб < 100^o).

Pr = (1 • 0.67 • 1305.85 + 2.52 • 7268.39) • 1.4 • 1 = 26867.77 Н.

4. Розрахунковий скоригований ресурс підшипника при a1 = 1 (ймовірність безвідмовної роботи 90%, табл. 7.5 [1]), a23 = 0.7 (звичайні умови застосування, див. Стор. 108 [1]), k = 3.33 (роликовий підшипник):

L_10ah=a1a23•(Cr/Pr)k•(10⁶/60n) = 1 • 0.7 • (125400/26867.77)^3.33•(10⁶/60•970) = 2033 год.

5. Так як розрахунковий ресурс менше необхідного: L_10ah <L'_10ah (2033 < 47304000), то призначені підшипники 7207A непридатні. При необхідному ресурсі 90%.

6.2 Підшипники вала черв'ячного колеса

Вихідні дані для розрахунку: частота обертання валу n = 50 хв^-1; необхідний ресурс при ймовірності безвідмовної роботи 90%: L'_10ah = 47304000 год.; діаметр посадочних поверхонь вала d = 70 мм; максимальні довготривалі сили: F_r1max = F_r / 2 = 1305.85 Н, F_r2max = F_r / 2 = 1305.85 Н, F_Amax = 7268.39 Н; режим навантаження - 0 - постійний; очікувана температура роботи t_роб = 50^oC.

Для типового режиму навантаження 0 коефіцієнт еквівалентності K_E = 1. Обчислюємо еквівалентні навантаження:

F_r1 = K_EF_r1max = 1 • 1305.85 = 1305.85 Н;

F_r2 = K_EF_r2max = 1 • 1305.85 = 1305.85 Н;

F_A = K_EF_Amax = 1 • 7268.39 = 7268.39 Н.

Попередньо призначаємо кулькові радіальні підшипники легкої серії 213. Схема установки підшипників - враспор.

Для обраної схеми установки підшипників слід:

F_a1 = F_A = 7268.39 Н;

F_a2 = 0.

Подальший розрахунок виробляємо для більш навантаженої опори 1.

1. Для прийнятих підшипників з табл. 24.10 [1] знаходимо:

C_r = 61800 Н;

C_0r = 37500 Н.

2. Відношення iFa/C0r = 1•7268.39/37500 = 0.194.

З табл. 7.1 [1, стр.104] виписуємо, застосовуючи лінійну інтерполяцію значень (тому що значення iFa / C0r є проміжним) X = 0.56, Y = 1.28, e = 0.35.

3. Відношення Fa/(VFr) = 7268.39/(1•1305.85) = 5.566, що більше e = 0.35 (V=1 при обертанні внутрішнього кільця). Остаточно приймаємо X = 0.56, Y = 1.28.

4. Еквівалентна динамічна радіальна навантаження

Pr = (VXFr + YFa)KбKт.

Приймаємо Kб [1, табл. 7.4 стр 107]; Kт = 1 (tраб < 100o).

Pr = (1 • 0.56 • 1305.85 + 1.28 • 7268.39) • 1.4 • 1 = 14048.74 Н.

5. Розрахунковий скоригований ресурс підшипника при a1 = 1 (ймовірність безвідмовної роботи 90%, табл. 7.5 [1]), a23 = 0.7 (звичайні умови застосування, див. стор. 108 [1]), k = 3 (кульковий підшипник):

L_10ah = a1a23•(Cr/Pr)^k • (10⁶/60n) = 1 • 0.7 • (61800/14048.74)³•(10⁶/60•50) = 19862 год.

6. Так як розрахунковий ресурс менше необхідного: L_10ah < L'_10ah (19862 < 47304000), то призначений підшипник 214 непригоден. При необхідному ресурсі 90%.

Перевіримо роликові конічні підшипники легкої серії.

1. Для прийнятих підшипників з табл. 24.10 [1] знаходимо:

Cr = 119000 Н;

C0r = 89000 Н;

Y = 1.4;

e = 0.43.

2. Відношення Fa/(VFr) = 7268.39/(1•1305.85) = 5.566, що більше e = 0.43 (V=1 при обертанні внутрішнього кільця). Остаточно приймаємо Y = 1.4, X = 0.4 (по рекомендації [1, стр. 106]).

3. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Pr = (VXFr + YFa)KбKт.

Приймаємо Kб [1, табл. 7.4 стр 107]; Kт = 1 (tраб < 100^o).

Pr = (1 • 0.4 • 1305.85 + 1.4 • 7268.39) • 1.4 • 1 = 14977.32 Н.

4. Розрахунковий скоригований ресурс підшипника при a1 = 1 (ймовірність безвідмовної роботи 90%, табл. 7.5 [1]), a23 = 0.7 (звичайні умови застосування, див. Стор. 108 [1]), k = 3.33 (роликовий підшипник):

L10ah = a1a23•(Cr/Pr)^k • (10⁶/60n) = 1 • 0.7 • (119000/14977.32)^3.33•(10⁶/60•50) = 231928 год.

5. Так як розрахунковий ресурс менше необхідного: L_10ah <L'_10ah (231928 < 47304000), то призначені підшипники 7213A непридатні. При необхідному ресурсі 90%.

7. Конструювання корпусних деталей

При конструюванні литий корпусної деталі стінки слід по можливості виконувати однакової товщини. Товщину стінок литих деталей прагнуть зменшити до величини, яка визначається умовами хорошого заповнення форми рідким металом. Тому чим більше розміри корпусу, тим товщі повинні бути його стінки. Основний матеріал корпусів - сірий чавун не нижче марки СЧ15. [1, стор. 257]

Призначаємо матеріалом корпусу чавун марки СЧ15.

Для редукторів товщину д стінки, що відповідає вимогам технології лиття, необхідної міцності і жорсткості корпусу, обчислюють за формулою [1, стор. 257]

де T - крутний момент на вихідному (тихохідному валу), Н • м.

д = 6 мм.

Так як д <6, то приймаємо

д = 6 мм.

Площині стінок, що зустрічаються під прямим кутом або тупим кутом, сполучають дугами радіусом r і R. Якщо стінки зустрічаються під гострим кутом, рекомендують їх з'єднувати короткої вертикальної стінкою. В обох випадках приймають: r ? 0,5д; R ? 1,5д, де д - товщина стінки. [1, стор. 257]

призначаємо

r = 3 мм;

R = 9 мм;

Формувальні ухили задають кутом в або катетом a в залежності від висоти h. [1, стор. 258]

Товщину зовнішніх ребер жорсткості у їх підстави приймають рівною 0,9 ... 1,0 товщини основної стінки д. Товщина внутрішніх ребер через більш повільного охолодження металу повинна бути 0,8д. Висоту ребер приймають h_p ? 5д. Поперечний переріз ребер жорсткості виконують з ухилом. [1, стор. 258]

Часто до корпусних деталі прикріплюють кришки, фланці, кронштейни. Для їх установки і кріплення на корпусної деталі передбачають опорні пластини. Ці пластини при неточному лиття можуть бути зміщені. З огляду на це, розміри сторін опорних пластин повинні бути на величину С більше розмірів опорних поверхонь, що прикріплюються до деталей. Для литих деталей середніх розмірів С = 2 ... 4 мм. [1, стор. 258]

При конструюванні корпусних деталей слід відокремлювати оброблювані поверхні від "чорних" (необроблюваних). Оброблювані поверхні, висоту h яких можна приймати h = (0,4 ... 0,5) д. [1, стор. 258]

Для уникнення поломки свердла поверхню деталі, на якій розташована свердло на початку свердління, повинна бути перпендикулярна осі свердла. [1, стор. 258]

Корпуси сучасних редукторів окреслюють плоскими поверхнотямі, всі виступаючі елементи (бобишки, підшипникові гнізда, ребра жеткості) усувають з зовнішніх поверхонь і вводять всередину корпусу, лапи під болти кріплення до основи не виступають за габарити корпусу, вушка для транспортування редуктора відлиті заодно з корпусом. При такій конструкції корпус характеризують велика жорсткість і кращі віброакустичні властивості, підвищена міцність в місцях розташування болтів кріплення, зменшення жолоблення при старінні, можливість розміщення більшого обсягу олії, спрощення зовнішньої очищення, задоволення сучасним вимогам технічної естетики. Однак маса корпусу через це дещо зростає, а ливарна оснастка ускладнена. [1, стор. 262]

Призначаємо кріплення кришки редуктора до корпусу болтами.

Діаметр d (мм) болтів кріплення кришки приймають в залежності від крутного моменту Т (Н • м) на вихідному валу редуктора:

Призначаємо болти для кріплення кришки редуктора і корпусу М10-6g х **. 58.016 ГОСТ 7796-70.

Гайки для болтів кріплення кришки редуктора і корпусу М10-6H.5 ГОСТ 15521-70.

Шайби під гайки кріплення кришки редуктора і корпусу 10 65Г ГОСТ 6402-70 (висота 2.5 мм).

Діаметр гвинта кріплення редуктора до плити (рами): d_г ? 1,25d, де d - діаметр гвинта (болта) кріплення кришки і корпусу редуктора. [1, стор. 267]

d_г ? 1,25 • 16 ? 20 мм.

Узгоджене значення з ГОСТ.

d_г = 20 мм.

Висота шайби під цей гвинт 4,5 мм.

8. Конструювання кришок підшипників

Кришки підшипників виготовляють з чавуну марок СЧ15, СЧ20. [1, стор. 148]

Призначаємо матеріал кришок - чавун марки СЧ20.

Розрізняють кришки прівертні і заставні. Вибираємо прівертний тип кришок. Схема кришки зображена на рис. 10. Схема кришки з монжетним ущільненням - рис. 11.

Мал. 10 [1, рис. 8.2, а, стор. 149]

Мал. 11 [1, рис. 8.3, а, стор. 149]

Визначальними при конструюванні кришок є діаметр D отвори в корпусі під підшипник. Нижче наведені рекомендації по вибору товщини д стінки, діаметра d і числа z гвинтів кріплення кришки до корпусу в залежності від D:

Табл. 9

D, мм	50 ... 62	63 ... 95	100 ... 145	150 ... 200
д, мм	5	6	7	8
d, мм	6	8	10	12
z	4	4	6	6

Розміри інших конструктивних елементів кришки:

д₁ = 1,2д;

д₂ = (0,9 ... 1) д;

D_ф = D + (4 ... 4,4) d;

c ? d.

Кришки підшипників вхідного вала.

D = 85 мм.

призначаємо

д = 6 мм;

d = 8 мм;

z = 4 мм;

д₁ = 7 мм;

д₂ = 6 мм;

D_ф = 120 мм;

c = 8 мм.

Кришки підшипників вихідного вала.

D = 125 мм.

призначаємо

д = 7 мм;

d = 10 мм;

z = 6 мм;

д₁ = 8 мм;

д₂ = 7 мм;

D_ф = 169 мм;

c = 10 мм.

9. Розрахунок пасової передачі

Розрахунок діаметра меншого шківа d₁, мм, якщо він не призначається з конструктивних міркувань виходячи з габаритів установки, виробляють за формулою М.А. Саверина:

де Р₁ - потужність на ведучому шківі, кВт; n₁ - частота обертання ведучого шківа, об / хв.

Маючи n₁ = 970 об / хв і необхідну потужність для приводу Р₁ = 12.16 кВт, і використовуючи коефіцієнт 1200, отримуємо:

d₁ = 279 мм.

Розрахунковий діаметр ведучого шківа не повинен бути менше мінімально допустимого і прийнятого за рекомендаціями табл. в залежності від попередньо призначеного матеріалу і типу ременя.

Табл. 10

Число прокладок	Гумовотканинні ремені з каркасом з тканини
	Б-800, Б-820	БКНЛ-65, БКНЛ-65-2
	з прошарками	без прошарків	з прошарками	без прошарків
3	180/140	140/112	140/112	125/90
4	224/180	200/140	180/140	160/112
5	315/224	250/180	224/180	200/140
6	355/315	315/224	280/200	224/180
синтетичні ремені
Товщина d, мм	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0	1,1	1,2
dmin, мм	28	36	45	56	63	71	80	90	100

У даній роботі ми не визначаємо конструкцію шківів, а визначаємо тільки значення діаметрів, щоб в подальшому визначити тягове зусилля ременя, яке необхідно для розрахунку вала на міцність.

Округлимо отримане значення діаметра до значення із стандартного ряду Ra: d₁ = 280 мм.

Визначимо діаметр веденого шківа за формулою:

d₂ = d₁ • 0,99 • Uр,

де U_р - заданий передавальне відношення пасової передачі (U_р = 2), а коефіцієнт 0,99 є коефіцієнт пружного ковзання, що приймається для гумотканинних ременів. d₂ = 831.6 мм.

Округлимо отримане значення діаметра до найближчого значення із стандартного ряду Ra: d₂ = 850 мм.

Дійсне передавальне число пасової передачі:

U_р = d₂ / (0,99 • d1);

U_р = 3.07.

Визначимо тягове зусилля ременя на вал.

F_р = T₁ / d₂;

де T₁ - момент на вхідному валу редуктора.

F_р = 1000•114.15/850 = 134.3 Н.

10. Розрахунок валів на міцність

Розрахунок на статичну міцність. Перевірку статичної прочності виконують з метою попередження пластичних деформацій в період дії короткочасних перевантажень (наприклад, при пуску, розгоні, реверсування, гальмування, спрацювання зливного пристрою). [1, сто...