Зміст
Введення
Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу
Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень для зубчастих передач
Розрахунок тихохідної циліндричної зубчастої передачі.
Проектний розрахунок передачі
Перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість.
Перевірочний розрахунок передачі на напругу вигину.
Розрахунок геометричних параметрів передачі.
Сили в зачепленні зубчастих коліс.
Розрахунок проміжної циліндричної зубчастої передачі.
Розрахунок швидкохідної зубчастої передачі.
Розрахунок валів.
Проектний розрахунок валів.
Перевірочний розрахунок тихохідного вала редуктора.
Вибір підшипників кочення.
Перевірочний розрахунок підшипників тихохідного валу.
Розрахунок шпонкових з'єднань.
Вибір муфт.
Змащення редуктора.
10 Список використаних джерел.
Введення
«Деталі машин» є курсом, в якому вивчають основи проектування машин і механізмів.
Будь-яка машина (механізм) складаються з деталей.
Деталь - така частина машини, яку виготовляють без складальних операцій. Вони можуть бути простими і складними. Деталі об'єднують у вузли.
Вузол є закінчену складальну одиницю, що складається з ряду деталей, що мають спільне функціональне призначення.
Деталі загального призначення пріменіяют в машинобудуванні в дуже великих кількостях. Тому, будь-яке вдосконалення методів розрахунку та конструкції цих деталей, зменшують витрати матеріалу, знижують вартість виробництва, підвищують довговічність, до чого і треба прагнути.
Також конструкція повинна забезпечувати легку доступність до вузлів і деталей, для їх огляду і заміни. Змінні деталі повинні бути взаємозамінними з запасними частинами.
Особливі вказівки.
Редуктор і електродвигун закріплені на загальній рамі.
Навантаження рівномірна.
Робота тризмінна.
Термін служби редуктора 8 років.
Відстань між тяговими зірочками L прийняти:
L = (1,1 - 1,5) * D 0;
де D 0 - диметр зірочки.
F t - тягове зусилля одного ланцюга.
P - крок ланцюга.
z - число зубів зірочки.
v - швидкість руху конвеєра.
Розробити.
Загальний вид приводу.
Редуктор.
Вал з зірочками і підшипниками.
Рами.
Робочі креслення деталей.
Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу
Расчитаем спочатку потужність, споживану пластинчастим конвеєром за формулою:
P б = F t * v; (1.1)
де:
F t - тягове зусилля одного ланцюга;
v - швидкість руху конвеєра.
Так як у нас дві зірочки, то й ланцюги буде дві. Отже формула (1.1) виглядає так: P б = 2 * F t * v = 2 * 4,50 * 0,25 = 2,25 кВт.
Потім знаходимо частоту обертання зірочок по формулі:
n б = 60000 * v / D; (1.2)
де:
v - швидкість руху конвеєра;
D - діаметр зірочки.
Так як D = P * z
де:
P - крок ланцюга;
z - число зуб зірочки.
Отже формула (1.2) виглядає наступним чином.
n б = 60000 * v / P * z = 60000 * 0,25 / 100 * 12 = 12,5 хв -1;
Після, знаходимо необхідну потужність електродвигуна:
Р е.д.н. = Р б / 0;
де Р б - споживана пластинчастим конвеєром потужність;
0 - загальний коефіцієнт корисної дії приводу, він дорівнює:
0 = 5 П.К. * 3 зуб.п. * 2 м = 0,99 5 * 0,97 3 * 0,99 2 = 0,85;
де П.К. - коефіцієнт корисної дії зубчастої прямозубой передачі.
зуб.п - коефіцієнт корисної дкйствія зубчастої прямозубой передачі.
м - коефіцієнт корисної дії муфти.
Р е.д.н. = 2,25 / 0,85 = 2,65 кВт;
Далі визначаємо орентічовачное передавальне відношення приводу:
U 0 = U б.з.п. * U пр.з.п. * U т.з.п. = 4 * 3,7 * 3 = 44,4 (1.3)
де U б.з.п. - передавальне відношення швидкохідної зубчастої передачі.
U пр.з.п. - передавальне відношення проміжної зубчастої передачі.
U м.з.п. - передавальне відношення тихохідної зубчастої передачі.
Визначаємо частоту обертання електродвигуна.
n е.д.н. = n б * U 0 = 12,5 * 44,4 = 555 хв -1;
де - n б частота обертання зірочок;
U 0 - передавальне відношення приводу.
Вибираємо двигун типу 4А112МВ8УЗ, потужністю Р = 3 кВт і частотою обертання n = 665 хв -1.
Отже після цього уточнюємо загальне передавальне число привода:
U 0 = n Е.Д. / n б = 665/12, 5 = 53
де n Е.Д. - частота обертання двигуна;
n б - частота обертання зірочок.
Так як вираз (1.3) дорівнює 53, то
U 0 = U б.з.п. * U пр.з.п. * U т.з.п. = 4,1 * 3,8 * 3,4 = 53.
Звідси випливає, що передавальне число швидкохідної щаблі зубчастої передачі одно 4,1; тихохідної - 3,4; проміжної - 3,8.
Після цього знаходимо всі частоти обертання валів.
n 1 = n Е.Д. = 665 хв -1;
n 2 = n 1 / U б.з.п. = 665 / 4,1 = 162 хв -1;
n 3 = n 2 / U п.з.п. = 162 / 3,8 = 42,6 хв -1;
n 4 = n 3 / U т.з.п. = 42,6 / 3,4 = 12,5 хв -1;
n 5 = n 4 = 12,5 хв -1;
Потім визначимо потужності на валах.
Р 1 = Р Е.Д. * м * п.к. = 2,65 * 0,99 * 0,99 = 2,60 кВт;
Р 2 = Р 1 * з.п. * п.к. = 2,60 * 0,97 * 0,99 = 2,50 кВт;
Р 3 = Р 2 * з.п. * п.к. = 2,50 * 0,97 * 0,99 = 2,40 кВт;
Р 4 = Р 3 * з.п. * п.к. = 2,40 * 0,97 * 0,99 = 2,30 кВт;
Р 5 = Р 4 * з.п. * п.к. = 2,30 * 0,97 * 0,99 = 2,25 кВт;
Вирахували крутні моменти на валах.
Т = 9559 * Р / n;
де Р - потужність на валу;
n - частота обертання валу.
Т 1 = 9559 * Р 1 / n 1 = 9550 * 2,60 / 665 = 37,3 Н * м;
Т 2 = 9559 * Р 2 / n 2 = 9550 * 2,50 / 162 = 147,4 Н * м;
Т 3 = 9559 * Р 3 / n 3 = 9550 * 2,40 / 42,6 = 538 Н * м;
Т 4 = 9559 * Р 4 / n 4 = 9550 * 2,30 / 12 = 1757б2 Н * м;
Т 5 = 9559 * Р 5 / n 5 = 9550 * 2,25 / 12,5 = 1719 Н * м;
Визначаємо кутові швидкості на валах.
= * n / 30;
де n - частота обертання валу.
1 = n 1 / 30 = 3,14 * 665/30 = 69,6 хв -1;
2 = n 2 / 30 = 3,14 * 162/30 = 16,96 хв -1;
3 = n 3 / 30 = 3,14 * 42,6 / 30 = 4,4 хв -1;
4 = n 4 / 30 = 3,14 * 12,5 / 30 = 1,3 хв -1;
5 = n 5 / 30 = 3,14 * 12,5 / 30 = 1,3 хв -1;
Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень для зубчастих передач
Шестерні та зубчасті колеса виготовляються зі сталі 40Х твердість поверхні яких менше 350, що дозволяє виробляти чистове нарязаніе зуб після термообробки. При цьому можна отримувати високу точність без застосування дорогих оздоблювальних операцій (шліфофкі, притирання, і т.п.). Колеса цієї групи добре прірабативаются і не схильні до крихкому руйнуванню при динамічних навантаженнях.
Визначимо допустимі напруження для тихохідної зубчастої передачі.
Шестерня - сталь 40ХНВ250.
НР1 = 0,9 * н lim 1 * z N 1 / S Н1 = 0,9 * 570 * 0,95 / 1,2 = 406 МПа;
де н lim - межі контактної витривалості шестерні.
н lim 1 = 2 * H HB +70 = 2 * 250 +70 = 570 МПа;
z N 1 - коефіцієнт довговічності шестерні.
;
де N н lim - базове число циклів напружень, відповідне межі витривалості.
N н lim = 30 * H HB 2,4 = 30 * 250 2,4 = 17067789;
N до - розрахункова кількість циклів напружень при постійному режимі навантаження.
N к = 60 * n * c * t = 60 * 42,6 * 1 * 19008 = 48584448;
де n - частота обертання шестерні;
з-число коліс, що знаходяться в зачепленні з розраховуємо;
t - число годин роботи передачі за розрахунковий термін служби.
t = 0,33 * 24 * 8 * 300 = 19008 ч.
S Н1 - коефіцієнт запасу міцності шестерні;
S Н1 = 1,2 - при однорідній структурі зуба.
Колесо - сталь 40HB230
нр2 = 0,9 * н lim 2 * z N 2 / S н2 = 0,9 * 530 * 1 / 1, 2 = 397,5 МПа;
н lim 2 = 2 * H HB +70 = 2 * 230 +70 = 530 МПа;
;
N н lim = 30 * H HB 2,4 = 30 * 230 2,4 = 13972305;
N к = 60 * n * c * t = 60 * 12,5 * 1 * 19 008 = 14256000;
нр = 0,45 ( НР1 + нр2) <1,23 нр min;
нр = 0,45 (406 +397,5) <1,23 * 361,6;
361,6 МПа <444,8 МПА;
Визначимо допустимі напруження вигини.
FP 1 = Flim * Y N 1 * Y A 1 / S F 1 = 437,5 * 0,66 * 0,75 / 1,4 = 155 МПа;
де Flim 1 - межі згинальної витривалості шестерні;
Flim 1 = 1,75 * H HB = 1,75 * 250 = 437,5 МПа;
Y N 1 - коефіцієнт довговічності;
;
де N FG - базове число циклів зміни напруг
N R - розрахункова кількість циклів, N R = N K, напружень при постійному режимі навантаження;
Y A 1 - коефіцієнт, що враховує вплив двосторонньої прикладеного навантаження;
FP 2 = Flim 2 * Y N 2 * Y A 2 / S F 2 = 402,5 * 0,8 * 0,75 / 1,4 = 172,5 МПа;
Flim 2 = 1,75 * H HB = 1,75 * 230 = 402,5 МПа;
;
Для проміжної зубчастої передачі.
Шестерня - сталь 40Х HB 255.
НР1 = 0,9 * н lim 1 * z N 1 / S Н1 = 0,9 * 580 * 0,89 / 1,2 = 387 МПа;
;
N н lim = 30 * H HB 2,4 = 30 * 255 2,4 = 17898543;
N к = 60 * n * c * t = 60 * 162 * 1 * 19 008 = 184 787 760;
н lim 1 = 2 * H HB +70 = 2 * 255 +70 = 580 МПа;
Колесо - сталь 40Х HB 235.
нр2 = 0,9 * н lim 2 * z N 2 / S н2 = 0,9 * 540 * 0,94 / 1,2 = 381 МПа;
;
N н lim = 30 * H HB 2,4 = 30 * 235 2,4 = 14712420;
N к = 60 * n * c * t = 60 * 42,6 * 1 * 19008 = 48584448;
н lim1 = 2 * H HB +70 = 2 * 235 +70 = 540 МПа;
нр = 0,45 (387 +381) <1,23 * 346;
346 МПа <425 МПА;
Визначаємо допустимі напруження згину.
FP 1 = Flim 1 * Y N 1 * Y A 1 / S F 1 = 446 * 0,53 * 0,7 / 1,4 = 118 МПа;
Flim 1 = 1,75 * H HB = 1,75 * 255 = 446 МПа;
;
FP 2 = Flim 2 * Y N 2 * Y A 2 / S F 2 = 411 * 0,66 * 0,7 / 1,4 = 136 МПа;
Flim 2 = 1,75 * H HB = 1,75 * 235 = 411 МПа;
;
Для швидкохідної зубчастої передачі.
Шестерня - сталь 40ХНВ260.
НР1 = 0,9 * н lim 1 * z N 1 / S Н1 = 0,9 * 590 * 0,83 / 1,2 = 367 МПа;
;
N н lim = 30 * H HB 2,4 = 30 * 260 2,4 = 18752418;
N к = 60 * n * c * t = 60 * 665 * 1 * 19008 = 758419200;
Колесо - сталь 40ХНВ240.
нр2 = 0,9 * н lim 2 * z N 2 / S н2 = 0,9 * 550 * 0,88 / 1,2 = 363 МПа;
;
н lim 1 = 2 * H HB +70 = 2 * 240 +70 = 550 МПа;
нр = 0,45 (367 +363) <1,23 * 328,5;
328,5 МПа <404 МПА;
Визначаємо допустимі напруження згину.
FP 1 = Flim 1 * Y N 1 * Y A 1 / S F 1 = 455 * 0,42 * 0,8 / 1,4 = 109 МПа;
Flim 1 = 1,75 * H HB = 1,75 * 260 = 455 МПа;
;
FP 2 = Flim 2 * Y N 2 * Y A 2 / S F 2 = 420 * 0,53 * 0,8 / 1,4 = 127 МПа;
Flim2 = 1,75 * H HB = 1,75 * 240 = 420 МПа;
;
Розрахунок тихохідної циліндричної зубчастої передачі
Вихідні дані для розрахунку тихохідної циліндричної зубчастої передачі:
N - передана потужність, кВт;
N = 2,40 кВт;
n 1 - частота обертання шестерні, хв -1;
n 1 = 42,6 хв -1;
n 2 0 - бажана частота обертання колеса, хв -1;
n 2 0 = 12,5 хв -1;
n 2д - допустиме відхилення частоти обертання колеса від бажаної, хв -1;
n 2д = 0,62 хв -1;
t - число годин роботи передачі за розрахунковий термін служби;
t = 0,33 * 24 * 8 * 300 = 19008 ч.
Проектний розрахунок передачі
Расчитаем момент на шестірні за формулою:
T 1 = 9550 * N * к / n 1 = 9550 * 2,40 * 1,3 / 42,6 = 699 Н * м;
де N - передана потужність, кВт;
n 1 - частота обертання шестерні, хв -1;
к - коефіцієнт навантаження передачі, до = к v * до = 1,3;
де до v - коефіцієнт динамічного навантаження;
до - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця;
Потім обчислюємо передбачуване передавальне число за формулою:
U 0 = h 1 / h 0 2 = 42,6 / 12,5 = 3,4
де h 1 - частота обертання шестерні, хв -1;
h 0 2 - бажана частота обертання колеса, хв -1;
Вибираємо передбачуваний коефіцієнт ширини шестірні щодо її початкового діаметра: b 0 d = 0,8;
Розраховуємо передбачуване міжосьова відстань за формулою:
г
де T 1 - розрахунковий момент на шестірні;
U 0 - передбачуване передавальне число;
b 0 d - передбачуваний коефіцієнт ширини шестірні щодо її початкового діаметра;
нр - допустиме контактне напруження передачі;
Вибираємо бажане міжосьова відстань.
Далі вибираємо допустиме відхилення міжосьової відстані.
Значення a вибираємо в межах:
0,01 * a < a <0,1 * a g;
0,01 * 300 < a <0,1 * 300;
3 < a <30;
Отже a приймаю рівним 15мм, тому що 3 <15 <30.
Дане значення задовольняє вище наведену умову.
Розраховуємо передбачуваний початковий діаметр шестірні за формулою:
d 0 1 = 2 * a g / (U 0 +1) = 2 * 300 / (3,4 +1) = 136мм;
де U 0 - передбачуване передавальне число;
a g - бажане міжосьова відстань.
Обчислюємо передбачувану робочу ширину:
b 0 = b 0 d * d 0 1 = 0,8 * 136 = 109мм.
де b 0 d - передбачуваний коефіцієнт ширини шестірні щодо її початкового діаметра;
d 0 1 - передбачуваний початковий діаметр шестерні;
Вибираємо робочу ширину зі співвідношення
Вона дорівнює 110мм
;
Вибираємо число зуб колеса з умови: z 1> 16;
Приймаються z 1 = 20;
Потім обчислимо число зуб колеса за виразом:
z 2 = z 1 * U 0 = 20 * 3,4 = 68;
де z 1 - число зуб шестерні;
U 0 - передбачуване передавальне число;
Кут нахилу лінії зуба = 0 0, так як за умовою завдання передача циклічна, прямозубих.
Розраховуємо передбачуваний модуль за формулою:
m 0 = 2 * a g * cos / (z 1 + z 2) = 2 * 300 * cos 0 / (20 +68) = 6,8 мм;
де a g - бажане міжосьова відстань;
- кут нахилу лінії зуба;
z 1 - число зуб шестерні;
z 2 - число зуб колеса;
Вибираємо значення модуля за висловом m = m 0 з ряду модулів СТСЕВ310-76.
;
Значення модуля дорівнює 7мм.
Вибираємо коефіцієнти зміщення шестерні і колеса x 1 = 0,5; x 2 = 0,5 з умови, що 17 <= z 1 <= 30 і U 0 <3,5.
Перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість
Перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість проводиться за розрахунковими контактним напруженням. Вони розраховуються за формулою:
Необхідно виконання умови 0,7 * нр <= н <= нр.
де z н - коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів у смузі зачеплення, і він дорівнює z н = 2,4;
z - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній, він дорівнює z = 0,88;
t - питома розрахункова окружна сила, t = 89Н/мм.
0,7 * 361,6 <= 357 <= 361,6;
Умова виконується. Значить передача витримає навантаження.
3.3 Проеверочний розрахунок передачі по напруженням вигину
Перевірочний розрахунок передачі по напруги м вигину проводиться за розрахунковими напруженням вигину зуб шестерні і колеса. Вони розраховуються за формулами:
F 1 = Y FS 1 * Y B * Y * t / m = 3,45 * 1 * 1 * 89 / 7 = 44МПа.
де Y FS 1 - коефіцієнт, що враховує форму зуба і концентрацію напружень шестерні, обчислюється за формулою:
Y FS 1 = 3,47 * 13,2 / z v січня -27,9 * x 1 / z v 1 +0,092 * x 1 лютого = 3,45;
Y B - коефіцієнт, що враховує нахил зуба, визначається за формулою:
Y B = 1 - 0 / 120 = 1-0 * 0 / 120 = 1;
Y - коефіцієнт, що враховує перекриття зуб, Y = 1;
t - питома розрахункова окружна сила.
Для колеса:
F 2 = Y FS 2 * Y B * Y * t / m = 3,48 * 1 * 1 * 89 / 7 = 44МПа.
де Y FS 2 - коефіцієнт, що враховує форму зуба і концентрацію напружень колеса, обчислюється за формулою:
Y FS 2 = 3,47 * 13,2 / z v 2 -27,9 * x 2 / z v дві +0,092 * x 2 лютого = 3,48;
Розрахунок геометричних параметрів передачі
Визначаємо передаточне число:
U = z 2 / z 1 = 68/20 = 3,4;
де z 1 - число зуб шестерні;
z 2 - число зуб колеса;
Далі обчислюємо суму чисел зуб за виразом:
z = z 1 + z 2 = 20 +68 = 88;
Визначаємо частоту обертання колеса за формулою:
h 2 = h 1 / 4 = 42,6 / 3,4 = 12,5 хв -1;
де h 1 - частота обертання шестерні;
U - передавальне число.
Далі обчислимо модуль відхилення частоти обертання колеса від бажаної через вираз:
h 2 R = | h 2 - h 2 0 | = | 12,5-12,5 | = 0;
де h 2 - частота обертання колеса;
h 2 0 - бажана частота обертання колеса;
Необхідно, щоб виконалось умова h 2 R <h 2 D.
Воно виконується, тому що 0 <0,62. Отже число зуб шестерні і колеса обрані правильно.
Потім визначимо торцевий кут профілю за виразом:
t = arctg (tg / cos ) = 20 0;
де - кут нахилу зуба;
- кут нахилу лінії зуба;
Обчислимо кут зачеплення за виразом:
inv t = 2 * x * tg / z + inv t = 0,023;
де x - сума чисел;
z - сума коефіцієнтів;
Зсув визначаємо за виразом:
x = x 1 + x 2 = 0,5 +0,5 = 1;
де x 1 - коефіцієнт зміщення шестерні;
x 2 - коефіцієнт зміщення колеса;
Визначаємо міжосьова відстань a , a = 314 мм.
Обчислюємо модуль відхилення міжосьової відстані від бажаного за виразом:
a R = | A - a g | = | 314-300 | = 14 мм.
Необхідно, щоб виконувалась умова a R <= a ;
14 <= 15мм - умова виконується.
Далі розраховуємо ділильний діаметр шестерні через вираз:
d 1 = m * z 1 / cos = 7 * 20/cos 0 = 140 мм;
де m - модуль;
z 1 - число зуб шестерні;
- кут нахилу лінії зуба.
Потім визначимо ділильний діаметр колеса за виразом:
d 2 = m * z 2 / cos = 7 * 68/cos 0 = 476 мм;
де m - модуль;
z 2 - число зуб колеса;
- кут нахилу лінії зуба.
Обчислюємо початковий діаметр шестірні, а потім початковий діаметр колеса за виразами:
d 1 = 2 * a * z 1 / z = 2 * 314 * 20/88 = 143 мм;
d 2 = 2 * a * z 2 / z = 2 * 314 * 68/88 = 447 мм;
Визначаємо основний діаметр шестерні і колеса за виразами:
d b1 = d 1 * cos t = 140 * cos 200 = 132 мм;
d b2 = d 2 * cos t = 140 * cos 200 = 132 мм;
де d 1, d 2 - ділильний діаметр шестерні і колеса;
t - торцевий кут профілю;
Далі визначаємо діаметр вершин зуб шестерні і діаметр вершин зуб колеса за виразами:
d a1 = d 1 +2 * m * (h a * + x 1) = 140 +2 * 7 * (1 +0,5) = 161 мм
d a2 = d 2 +2 * m * (h a * + x 2) = 476 +2 * 7 * (1 +0,5) = 497 мм
де d 1, d 2 - ділильний діаметр шестерні і колеса;
x 1, x 2 - коефіцієнти зміщення шестерні і колеса;
Потім визначаємо діаметр западин зуб шестерні і колеса за виразами:
d f 1 = d 1 - 2 * m * (h f * - x 1) = 140-2 * 7 (1,25-0,5) = 129 мм
d f 2 = d 2 - 2 * m * (h f * - x 2) = 476-2 * 7 (1,25-0,5) = 465 мм
Знаходимо коефіцієнт найменшого зміщення шестерні x min, x min = -0,2. Повинно виконуватися умова x min <= x 1;
-0,2 <= 0,5 - умова виконується.
Визначаємо основний кут нахилу за виразом:
6 = arcsin (sin * cos ) = 0 0;
Далі знаходимо основний окружний крок і осьовий крок за виразами:
P 6 t = * m * cos t / Cos 3,14 * 7 * cos 20 / cos 0 = 21 мм;
P x = * m / sin 3,14 * 7 / sin 0 = 0 мм;
де m - модуль;
- кут нахилу зуба;
t - торцевий кут профілю;
Обчислюємо кут профілю зуба шестерні в точці на колі вершин a 1, a 1 = 35 0.
Визначаємо кут профілю зуба колеса в точці на колі вершин a 2, a 2 = 26 0.
Потім визначаємо коефіцієнт торцевого перекриття і коефіцієнт осьового перекриття і , = 1,65, = 0.
Визначимо сумарну довжину контактних ліній за формулою:
l m = b * / cos t = 181 мм;
Обчислюємо коефіцієнт середнього зміни сумарної довжини контактних ліній за формулою:
;
Далі розрахуємо найменшу сумарну довжину контактних ліній за виразом: l min = l m * R = 181 * 1 = 181 мм.
Необхідно виконання умови: l min => b мм> 110 мм.
Визначаємо число зуб шестерні і колеса, які охоплюються нормалемером z n 1 і z n 2, z n 1 = 3, z n 2 = 9.
Обчислюємо довжину загальної нормалі шестерні і колеса W 1 і W 2,
W 1 = 56мм, W 2 = 185мм.
3.5 Сили зачеплення зубчастих коліс
У зубчастих передачах діє окружна сила F t і нормальна сила F n, також можуть діяти й інші сили.
Обчислюємо окружну силу за формулою:
F t = 2000 * T 1 / d 1 = 200 * 699/143 = 9776 Н.
де T 1 - розрахунковий обертаючий момент на шестірні й осі розраховується за формулою:
T 1 = 9550 * 1,3 * N / h 1 = 699 Н * м;
Далі обчислюємо осьову силу, що діє на вал за формулою:
F x = F t * tg = 9776 * tg 0 = 0 Н;
Визначаємо радіальну силу за виразом:
Fr = Ft * tg t = 9776 * tg 23 0 = 4106 Н;
4 Розрахунок проміжної і швидкохідної передачі
Вихідні дані для розрахунку проміжної передачі:
N = 2,50 кВт
n 1 = 162 хв -1
n 2 0 = 42,6 хв -1
n 2 D = 2,13 хв -1
t = 19008 ч.
Розрахуємо моменти на шестірні за формулою:
T 1 = 9550 * N * k / n 1 = 9550 * 2,50 * 1,3 / 162 = 191 Н * м;
Всі роз'яснення за формулою див. у попередньому параграфі.
Вибираємо передбачуваний коефіцієнт ширини шестірні щодо її початкового діаметра: bd 0 = 0,8;
Розраховуємо передбачуване передавальне число за формулою:
U 0 = n 1 / n 2 0 = 162/42, 6 = 3,8;
Потім розраховуємо передбачуване міжосьова відстань:
a 0 = 227 мм.
Вибираємо бажане відстань: a g a 0; 230
227мм.
Вибираємо допустиме відхилення міжосьової відстані з виразу:
0,01 * a g < a <0,1 * a g
0,01 * 230 <10 <0,1 * 230
2,3 <10 <23
Отже умова виконується і a дорівнює 10.
Розраховуємо передбачуваний наральний діаметр шестірні за формулою:
;
Расчитаем передбачувану робочу ширину за формулою:
b 0 = bd 0 * d 1 0 = 0,8 * 96 = 77 мм;
Робочу ширину вибираємо з умови: b b 0; 78
77 мм.
Робоча ширина становить 78 мм.
Вибираємо число зуб шестерні з умови z 1> 16, z 1 = 20;
Розрахуємо кількість зуб колеса за виразом: z 2 z 1 * U 0
76
Кут нахилу лінії зуба = 0.
Расчитаем преполагает модуль m 0, m 0 = 4,8 мм.
Вибираємо значення модуля з виразу m m 0, 5
4,8 мм.
Модуль дорівнює 5 мм.
Вибираємо коефіцієнт зміщення шестерні і колеса з умови, що 17 <= z 1 <= 20 і U 0 => 3,5, отже x 1 = 0,3; x 2 =- 0,3.
Далі розраховуємо геометричні параметри передачі:
Передаточне число U; U = z 2 / z 1 = 76/20 = 3,8;
Сума чисел зуб z ; z = z 1 + z 2 = 20 +76 = 96;
Частота обертання колеса h 2 = h 1 / U = 162 / 3,8 = 42,6 хв -1;
Модуль відхилення частоти обертання колеса від бажаної h 2 R = | h 2 - h 2 0 | = | 42,6 - 42,6 | = 0;
Торцевий кут профілю t = arctg (tg / cos ) = 20 0;
Сума коефіцієнтів зсувів x = x 1 + x 2 = 0,3 + (-0,3) = 0;
Кут зачеплення t = t = 20 0; при x = 0;
Міжосьова відстань = 240 мм;
Модуль відхилення міжосьової відстані від бажаного a R = | a - a g | = | 240-230 | = 10 мм;
Ділильний діаметр шестірні d 1 = m * z 1 / cos = 5 * 20 / cos 0 0 = 100мм;
Ділильний діаметр колеса d 2 = m * z 2 / cos = 5 * 76 / cos 0 0 = 380 мм;
Початковий діаметр шестірні d 1 = 2 * a * z 1 / z = 2 * 240 * 20/96 = 100 мм;
Початковий діаметр колеса d 2 = 2 * a * z 2 / z = 2 * 240 * 76/96 = 380 мм;
Основний діаметр шестірні d b 1 = d 1 * cos t = 100 * cos 20 0 = 94 мм;
Основний діаметр колеса d b 2 = d 2 * cos t = 380 * cos 20 0 = 357 мм;
Діаметр вершин зуб шестерні d a 1 = d 1 +2 * m * (h a * + x 1) = 100 +2 * 5 * (1 +0,3) = 113 мм;
Діаметр вершин зуб колеса d a 2 = d 2 +2 * m * (h a * + x 2) = 380 +2 * 5 * (1 +0,3) = 387 мм;
Діаметр западин зуб шестерні d f 1 = d 1 -2 * m * (h f * - x 1) = 100-2 * 5 * (1,25-0,3) = 90 мм;
Діаметр западин зуб колеса d f 2 = d 2 -2 * m * (h f * - x 2) = 380-2 * 5 * (1,25-0,3) = 364 мм;
Коефіцієнт найменшого зчеплення шестерні x min = -0,2;
x min <x 1
-0,2 <0,3;
Основний кут нахилу t = 0 0;
Основний окружний крок P bt = 15мм;
Осьовий крок P x = 0 мм;
Кут профілю зуба шестерні і зуба колеса в точці по колу вершин
a1 = arccos (d b1 / d a1) = 34 0;
a2 = arccos (d b2 / d a2) = 23 0;
До оеффіціент торцевого перекриття
= (z 1 * tg a1 + z 2 * tg a2 - z * tg2 t ) / (2 * ) = 1,7;
Коефіцієнт осьового перекриття
= b / P x = 78 / 0 = 0;
Коефіцієнт перекриття
v = + = 1,7 + 0 = 1,7;
Середня сумарна довжина контактних ліній l m 133 мм.
Коефіцієнт середнього зміни сумарної довжини контактних ліній R = 1;
Найменша сумарна довжина контактних ліній
l min = l m * R = 133мм;
l min => B
133> 78;
Число зуб шестерні і колеса охоплюються нормалемером:
Довжина загальної нормалішестерні і колеса:
Далі розраховуємо сили в зачепленні зубчастих коліс.
Розрахуємо обертаючий момент
T 1 = 9550 * 1,3 * N / n 1 = 9550 * 1,3 * 2,5 / 162 = 191 H * м;
Розрахунковий обертаючий момент на колесі
T 2 = T 1 * U * = 191-3,8 * 0,97 = 704 Н * м;
Розрахункова окружна сила
F t = 2000 * T 1 / d 1 = 2000 * 191/100 = 3820 H;
Розрахункова радіальна сила
F r = F t * tg t = 3820 * tg 20 0 = 1375 H;
Розрахункова осьова сила
F x = F t * tg 3820 * tg 0 0 = 0 H;
Розрахункова нормальна сила
F n = F t / (cos t * cos b) = 4064 H;
Потім проводжу перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість і на напруги вигину.
Питома розрахункова окружна сила
t = F t / 6 H / м;
Коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зуб у смузі зачеплення: z H = 2,5;
Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній: z = 0,87 для = 0;
Розрахункові контактні напруги:
H = 326 мПа;
0,7 * H p <= H <= H p; 0,7 * 346 <= H <= 346;
242 <= 326 <= 346;
Еквівалентне число зуб шестерні: z v 1 = z 1 / cos 3 = 20; Еквівалентна кількість зуб колеса: z v 2 = z 2 / cos 3 = 76;
Коефіцієнт, що враховує форму зуба і концентрацію напружень шестерні:
Y FS 1 = 3,47 * 13,2 / z v січня -27,9 * x 1 / z v 1 +0,092 x 1 лютого = 3,7;
Коефіцієнт, що враховує форму зуба і концентрацію напружень колеса:
Y FS 2 = 3,47 * 13,2 / z v 2 -27,9 * x 2 / z v дві +0,092 x 2 лютого = 3,8;
Коефіцієнт, що враховує нахил зуба:
Y = 1 - * 0 / 120 = 1-0 0 * 0 0 / 120 0 = 1;
Коефіцієнт, що враховує перекриття зуб Y
Розрахункові напруги вигину зуб шестерні F 1 = 36 мПа;
0,25 * Fp 1 <= F 1 <= Fp 1;
0,25 * Fp 1 <= 36 <= Fp 1;
0,25 * 118 <= 36 <= 118;
29,5 <= 36 <= 118;
Розрахункові напруги вигину зуб колеса F 2 = 37 мПа;
0,25 * Fp 1 <= F 1 <= Fp 1;
0,25 * Fp 1 <= 37 <= Fp 1;
0,25 * 136 <= 37 <= 136;
34 <= 37 <= 136;
Ця передача буде працювати нормально, так як виконуються всі ці умови.
4.1 Розрахунок швидкохідної циліндричної передачі
Вихідні дані для розрахунку швидкохідної передачі:
N = 2,60 кВт;
h 1 = 665 хв -1;
h 2 0 = 162 хв -1;
h 2 D = 8,1 хв -1;
t = 19008 ч.
Розрахо момент на шестірні за формулою:
T 1 = 9550 * N * k / h 1 = 9550 * 2,60 * 1,3 / 665 = 48 Н * м;
де k - коефіцієнт навантаження передачі;
Обчислюємо передбачуване передавальне число за висловом
U 0 = h 1 / h 2 0 = 665/162 = 4,1;
Вибираємо коефіцієнт ширини шестірні щодо її початкового діаметра bd 0, bd 0 = 0,8;
Потім розраховуємо передбачуване міжосьова відстань a 0 = 154,9 мм;
Вибираємо бажане міжосьова відстань з умови:
0,01 * a g < a <0,1 * a g
0,01 * 155 <5 <0,1 * 155
1,55 <5 <15,5
Отже умова виконується і a дорівнює 5мм.
Розраховуємо передбачуваний наральний діаметр шестірні за формулою:
;
Расчитаем передбачувану робочу ширину за формулою:
b 0 = bd 0 * d 1 0 = 0,8 * 61 = 49 мм;
Робочу ширину вибираємо з умови: b b 0; 56
49 мм.
Вибираємо число зуб шестерні з умови z 1> 16, z 1 = 20;
Розрахуємо кількість зуб колеса за виразом: z 2 z 1 * U 0
82
Кут нахилу лінії зуба = 0.
Расчитаем преполагает модуль m 0, m 0 = 3,04 мм.
Вибираємо значення модуля з виразу m m 0, 3
3,04 мм.
Модуль дорівнює m = 5 мм. (За СТСЕВ 310-76)
Вибираємо коефіцієнт зміщення шестерні і колеса x 1 = 0,3; x 2 =- 0,3.
Далі розраховуємо геометричні параметри передачі:
Передаточне число U; U = z 2 / z 1 = 82/20 = 4,1;
Сума чисел зуб z ; z = z 1 + z 2 = 20 +82 = 102;
Частота обертання колеса h 2 = h 1 / U = 665 / 4,1 = 126 хв -1;
Модуль відхилення частоти обертання колеса від бажаної h 2 R = | h 2 - h 2 0 | = | 162 - 162 | = 0;
Торцевий кут профілю t = arctg (tg / cos ) = 20 0;
Сума коефіцієнтів зсувів x = x 1 + x 2 = 0,3 + (-0,3) = 0;
Кут зачеплення t = t = 20 0; при x = 0;
Міжосьова відстань = 153 мм;
Модуль відхилення міжосьової відстані від бажаного a R = | a - a g | = | 153-155 | = 2 мм;
Ділильний діаметр шестірні d 1 = m * z 1 / cos = 3 * 20 / cos 0 0 = 60мм;
Ділильний діаметр колеса d 2 = m * z 2 / cos = 3 * 82 / cos 0 0 = 246 мм;
Початковий діаметр шестірні d 1 = 2 * a * z 1 / z = 2 * 153 * 20/102 = 60 мм;
Початковий діаметр колеса d 2 = 2 * a * z 2 / z = 2 * 153 * 82/102 = 246 мм;
Основний діаметр шестірні d b 1 = d 1 * cos t = 60 * cos 20 0 = 56 мм;
Основний діаметр колеса d b 2 = d 2 * cos t = 246 * cos 20 0 = 231 мм;
Діаметр вершин зуб шестерні d a 1 = d 1 +2 * m * (h a * + x 1) = 60 +2 * 3 * (1 +0,3) = 68 мм;
Діаметр вершин зуб колеса d a 2 = d 2 +2 * m * (h a * + x 2) = 246 +2 * 3 * (1 +0,3) = 250 мм;
Діаметр западин зуб шестерні d f 1 = d 1 -2 * m * (h f * - x 1) = 60-2 * 3 * (1,25-0,3) = 54 мм;
Діаметр западин зуб колеса d f 2 = d 2 -2 * m * (h f * - x 2) = 246-2 * 3 * (1,25 - (-0,3)) = 237 мм;
19.Коеффіціент найменшого зміщення шестерні x min = -0,2;
x min <x січня -0,2 <0,3;
20.Основной кут нахилу t = 0 0;
21.Основной окружний крок P bt = 9мм;
22.Осевой крок P x = 0 мм;
23.Угол профілю зуба шестерні і зуба колеса в точці по колу вершин:
a1 = arccos (d b1 / d a1) = 34 0;
a2 = arccos (d b2 / d a2) = 22 0;
24.К оеффіціент торцевого перекриття = (z 1 * tg a1 + z 2 * tg a2 - z * tg2 t ) / (2 * ) = 1,5;
25.Коеффіціент осьового перекриття = 6 / P x = 56 / 0 = 0;
26.Коеффіціент перекриття v = + = 1,5 + 0 = 1,5;
27.Средняя сумарна довжина контактних ліній l m 84 мм.
28.Коеффіціент середнього зміни сумарної довжини контактних ліній R = 1;
29.Наіменьшая сумарна довжина контактних ліній
l min = l m * R = 84мм;
l min => B
84> 56;
30.Чісло зуб шестерні і колеса охоплюються нормалемером:
31.Дліна загальної нормалішестерні і колеса:
Далі розраховуємо сили в зачепленні зубчастих коліс.
Розрахуємо обертаючий момент T 1 = 9550 * 1,3 * N / n 1 = 9550 * 1,3 * 2,6 / 665 = 48 H * м;
Розрахунковий обертаючий момент на колесі T 2 = T 1 * U * = 48 * 4,1 * 0,97 = 191 Н * м;
Розрахункова окружна сила F t = 2000 * T 1 / d 1 = 2000 * 48/60 = 1600 H;
Розрахункова радіальна сила F r = F t * tg t = 1600 * tg 20 0 = 576 H;
Розрахункова осьова сила F x = F t * tg 0 * tg 0 0 = 0 H;
Розрахункова нормальна сила F n = F t / (cos t * cos b) = тисячу сімсот дві H;
Потім проводжу перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість і на напруги вигину.
Питома розрахункова окружна сила t = F t / 6 H / м;
Коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зуб у смузі зачеплення: z H = 2,5;
Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній: z = 0,9 для = 0;
Розрахункові контактні напруги: H = 325 мПа;
0,7 * H p <= H <= H p; 0,7 * 328,5 <= H <= 328,5;
328,5 <= 325 <= 328,5;
Еквівалентне число зуб шестерні: z v 1 = z 1 / cos 3 = 20; Еквівалентна кількість зуб колеса: z v 2 = z 2 / cos 3 = 82;
Коефіцієнт, що враховує форму зуба і концентрацію напружень шестерні:
Y FS 1 = 3,47 * 13,2 / z v січня -27,9 * x 1 / z v 1 +0,092 x 1 лютого = 3,7;
Коефіцієнт, що враховує форму зуба і концентрацію напружень колеса:
Y FS 2 = 3,47 * 13,2 / z v 2 -27,9 * x 2 / z v дві +0,092 x 2 лютого = 3,8;
Коефіцієнт, що враховує нахил зуба:
Y = 1 - * 0 / 120 = 1-0 0 * 0 0 / 120 0 = 1;
Коефіцієнт, що враховує перекриття зуб Y
Розрахункові напруги вигину зуб шестерні F 1 = 34 мПа;
0,25 * Fp 1 <= F 1 <= Fp 1;
0,25 * Fp 1 <= 34 <= Fp 1;
0,25 * 109 <= 34 <= 109;
27 <= 34 <= 109;
Розрахункові напруги вигину зуб колеса F 2 = 35 мПа;
0,25 * Fp 1 <= F 1 <= Fp 1;
0,25 * Fp 1 <= 35 <= Fp 1;
0,25 * 127 <= 35 <= 127;
32 <= 35 <= 127;
Ця передача буде працювати нормально, так як виконуються всі наведені вище умови.
5 Розрахунок валів
Вихідні дані для розрахунку валів:
Тихохідна передача:
T 1 - обертаючий момент на шестірні. T 1 = 669 Н * м;
U - передавальне число. U = 3,4.
h 2 - частота обертання колеса, h 2 = 12,5 хв -1;
F t - тягове зусилля одного ланцюга. F t = 4,50 кН;
t - число годин роботи передачі за розрахунковий термін служби.
t = 19008 ч.
0;
Проміжна передача:
T 1 = 191 Н * м;
U = 3,8;
T = 19008 ч;
h 2 = 42,6 хв -1;
F t - 4,50 кН;
0;
Бистоходная передача:
T 1 = 48 Н * м;
U = 4,1;
T = 19008 ч;
h 2 = 162 хв -1;
F t - 4,50 кН;
0.
5.1 Проектний розрахунок валів
Всі вали виконані з матеріалу: Сталь 45;
b = 750 мПа; T = 450 мПа;
На вихідному кінці вала встановлена зубчаста муфта, а на вхідному кінці встановлена пружна втулочно - кільцева муфта.
Допускається 2-ух кратна перевантаження: крутний момент і радіальна сила діє на валу:
T 2 = T 1 * U * з.п. * п.к. = 699 * 3,4 * 0,97 * 0,99 = 2282 Н * м;
F r = 2 * F t * tg / cos = 4500 * tg 20 0 / cos 0 0 = 1620 Н;
Радіальне навантаження від муфти на вихідному кінці вала, с.263 [1]; F H = 5975 H;
Визначаю середній діаметр валу, ф.15.1 [1]; d = 91 мм;
Встановлюю розміри валу.
Діаметр у місці посадки колеса d k = 95 мм;
Діаметр у місці посадки втулки d b = 90 мм;
Діаметр у місці посадки підшипників d п = 90-5 = 85 мм;
Діаметр у місці посадки муфти d м = 85 - 5 = 80 мм;
Розрахунок був зроблений для валу тихохідної передачі.
Розраховуємо проміжний вал.
Допускається 2-ух кратна перевантаження: крутний момент і радіальна сила, що діє на вал.
T 2 = T 1 * U * з.п. * п.к. = 191 * 3,8 * 0,97 * 0,99 = 700 Н * м;
F r = 2 * F t * tg / cos = 4500 * tg 20 0 / cos 0 0 = 1620 Н;
Визначаю середній діаметр валу, ф.15.1 [1]; d = 70 мм;
Встановлюю розміри валу.
Діаметр у місці посадки колеса d k = 80 мм;
Діаметр у місці посадки підшипників d п = 80-5 = 75 мм;
Расчитаем вал швидкохідної передачі.
Допускається 2-ух кратна перевантаження: крутний момент і радіальна сила діє на валу:
T 2 = T 1 * U * з.п. * п.к. = 48 * 4,1 * 0,97 * 0,99 = 189 Н * м;
F r = 2 * F t * tg / cos = 4500 * tg 20 0 / cos 0 0 = 1620 Н;
Визначаю середній діаметр валу; d = 43 мм;
Встановлюю розміри валу.
Діаметр у місці посадки колеса d k = 50 мм;
Діаметр у місці посадки підшипників d п = 50-5 = 45 мм;
Вхідний вал не розраховується. Діаметр валу приймаємо рівним 40мм.
Діаметр посадки подшібніков d п = 40 - 5 = 35 мм.
Діаметр у місці посадки муфти дорівнює діаметру валу електродвигуна 4А112МВ8УЗ, тобто дорівнює 32мм.
5.2 Перевірочний розрахунок тихохідного вала редуктора
Всі відстані візьмемо з креслення. Вони показані на ріс.5.2.1.
Відстань між підшипниками (середніми їх площинами) l = 324 мм.
Відстань між середніми площинами зубчастого колеса і підшипників: a = 199мм; b = 125мм.
Відстань між середніми площинами підшипника і муфти з = 85мм.
Визначимо реакції в опорах і будуємо епюри згинальних і крутних моментів.
Знайдемо реакції від сили F p, діючої у вертикальній площині.
F r * 125 - A b * 324 = 0;
A b = F r * 125/324 = 1620 * 125/324 = 625 Н;
A b * B b - F r = 0
B b = F r - A b = 1620 - 625 = 995Н;
Максимальний згинальний момент у вертикальній площині в місці посадки колеса:
M bk = A b * 0,199 = 625 * 0,199 = 124 Н * м;
Визначаємо реакції від сил F t і F м діючих в горизонтальній площині:
F м * 85 + F t * 125 - A 2 * 324 = 0;
Звідси виразимо A 2
A 2 = (F м * 85 + F t * 125) / 324 = (5975 * 85 + 4500 * 125) / 324 = 3304 Н;
F м - B 2 - F t + A r = 0;
B 2 = F м - F t + A 2 = 5975-4500 +3304 = 4779 Н;
Згинальний момент у горизонтальній площині над опорою B:
M rb = F m * 85 = 5975 * 85 = 507 875 Н * мм = 507,9 Н * м;
Згинальний момент в місці посадки колеса:
M rk = A r * 199 = 3304 * 199 = 657 496 Н * мм = 657,5 Н * м;
Крутний момент T = T 2 = 2 282 Н * м;
Визначаємо запаси опору втоми в небезпечних перерізах:
а) Перетин над колесом ослаблене шпонковим пазом;
б) Перетин поруч з підшипником (опора В) ослабленою
Напруження згину:
nk = M k / W nk = M k / (0,1 * d k 3) = 831 / (0,1 * 0,095 3) = 9,6 мПа;
k = T / W p = T / (0,2 * d k 3) = 2282 / (0,2 * 0,095 3) = 13,3 мПа;
Межі витривалості, ф.15.7 [1]:
1 = 0,4 * b = 0,4 * 750 = 300 мПа;
Межі вигину:
1 = 0,2 * b = 0,2 * 750 = 150 мПа;
Ефективні коефіцієнти при концентрації, відповідно при згині і крученні, табл.15 [1]:
k k = 1,7, k k = 1,4;
Фактор шерховатості поверхні ріс.15.6 [1]; k F = 1;
Амплітуди відповідно невирішених складових циклів напружень, ф.15.5 [1]:
a k = Hk = 9,6 мПа;
mk = 0;
ak = mk = 0,5 * k = 0,5 * 13,3 = 6,6 мПа;
Коефіцієнти, що коректують вплив постійної складової циклу напружень на опір втоми, ф.15.6 [1]: = 0,1; = 0,05;
Запас опору втоми по вигину, ф.15.4 [1]:
;
Запас опору стійкості по крученню, ф.15.4 [1]:
;
Запас опору втоми, ф.15.3 [1]:
Для другого перерізу визначається необхідні параметри за відповідними вище викладеним формулами:
nk = M k / W nk = M k / (0,1 * d k 3) = 507,9 / (0,1 * 0,085 3) = 8,3 мПа;
b = T / W p = T / (0,2 * d k 3) = 2282 / (0,2 * 0,085 3) = 18,6 мПа;
ak = nb = 8,3 мПа;
mk = 0;
ak = mk = 0,5 * b = 0,5 * 18,6 = 9,3 мПа;
S b = 16;
S = 14;
S b = 10,5> [S] = 1,5;
Друге розтин є більш напруженим.
Перевіримо статичну міцність валу при перевантаженнях, напруга подвоїмо, для другого перерізу:
u = 2 * ub = 2 * 8,3 = 16,6 мПа;
= 2 * b = 2 * 18,6 = 37,2 мПа;
[] = 0,8 * T = 0,8 * 450 - 360 мПа;
Статичні напруги при навантаженнях, ф.15.8 [1]:
Умови міцності дотримуються, діаметри вала можна зберегти.
6 Вибір підшипників кочення
Для раніше розрахованих валів призначаємо кулькові радіальні підшипники легкої серії, так як всі передачі прямозубі.
Тихохідний вал - підшипник № 217, d = 85мм, D = 150мм,
B = 28мм, r = 3мм, С = 83200Н, С 0 = 53000Н;
де С - діаметріческая вантажопідйомність;
З 0 - статична вантажопідйомність.
Проміжний вал - підшипник № 215, d = 75мм, D = 130мм, B = 25мм, r = 2,5 мм, С = 66300Н, С 0 = 41000Н.
Швидкохідний вал - підшипник № 209, d = 45мм, D = 85мм, B = 19мм, r = 2мм, С = 33200Н, С 0 = 18600Н.
Вхідний вал - підшипник № 207, d = 35мм, D = 72мм, B = 17мм, r = 2мм, С = 25500Н, С 0 = 13700Н.
6.1 Перевірочний розрахунок підшипників тихохідного валу
Визначаємо реакції опор, де насаджується підшипник № 217:
Виконуємо розрахунок підшипника в опорі В, так як вона більш навантажена.
Еквівалентна динамічне навантаження, ф.16.23 [1].
P r = (x * V * F rb + Y * F a) * k * k = 5369 H.
Ресурс підшипника в мільйон оборотів, ф.16.21 [1].
L = (C / P r) p = (83200/5369) 3 = 3721 мл.об.
Ресурс в годинах, ф.16.22 [1].
L n = 10 6 * L / (60 * n 2) = 10 6 * 3721 / (60 * 12,5) = 4,96 * 10 6 год> 5000ч.
Умова виконується.
Перевіримо підшипник на статичній вантажопідйомності.
Еквівалентна статичне навантаження, ф.16.29 [1].
P 0 = X 0 * F rB + Y 0 * F a = 0,6 * 4881 +0,5 * 0 = 2929 H <C 0 = 53000 H.
Умова виконується, отже підшипник обраний правильно.
7 Розрахунок шпонкових з'єднань
На всіх валах колеса закріплені шпонками. Шпонки призматичні виготовляють із сталевих прутків - вуглецевої або легованої сталі з межею міцності b не нижче 500 мПа.
[ см] = 80 ... 150 мПа.
На вхідному валу см = 4 T / (h * l p * d) <= [ см], де ставиться муфта.
см = 4 * 37,3 / (8 * 38 * 32) <= [ см];
см = 15 мПа <= [ см] = 90 мПа;
2 T / (6 * l p * d) <= [
2 * 37,3 / (10 * 38 * 32) = 6 мПа <= [] = 70 мПа.
Приймаються шпонку перетином 10х8 і завдовжки рівній 40мм.
На вихідному валу, де порівнюється муфта:
см = 4 * 1757,2 / (14 * 66 * 80) = 9,5 мПа <= [ см] = 90 мПа;
2 * 1757б2 / (22 * 66 * 80) = 3 мПа <= [] = 70 мПа.
Приймаються шпонку перетином 22х14 і завдовжки рівній 70мм.
На тихохідному валу.
см = 4 * 1757,2 / (14 * 86 * 95) = 6 мПа <= [ см] = 90 мПа;
2 * 1757б2 / (25 * 68 * 95) = 1,7 мПа <= [] = 70 мПа.
Приймаються шпонку перетином 25Х14 і довжиною рівною 90 мм.
Шпонки на проміжному та швидкохідному валі розраховані на ЕОМ.
8 Вибір муфт
Для з'єднання окремих вузлів і механізмів в єдину кінематичний ланцюг використовуються муфти, різні типи яких можуть також забезпечити компенсацію зсувів з'єднуються валів, поліпшення динамічних характеристик приводу, обмеження переданого моменту, включення окремих частин приводу.
Вибір муфти проводиться залежно від діаметра вала і переданого крутного моменту
T розр. = K * T дл. <= T табл.;
T розр. = 1 * 1757,2 <= T табл.;
1757,2 <= 16000 Н * м.
Вибираємо зубчасту муфту, яка встановлюється на кінці тихохідного валу.
d = 80 мм, A = 125 мм, D 1 = 175 мм, D = 230 мм, D 2 = 115 мм,
l = 130 мм, L = 270 мм, B = 50 мм.
Гідність цієї муфти в тому, що вона має високу навантажувальну здатність, технологічність і можливість використання в широкому діапазоні умовних швидкостей і переданих моментів.
На кінці вхідного валу, перед редуктором, ставимо пружну втулочно-пальцеву муфту.
d = 32, T = 250 Н * м, D = 140 мм, L = 165 мм, l = 80 мм.
T розр. = 1 * 37,3 <= T табл.
37,3 <= 250 Н * м.
Дана муфта дозволяє амортизувати поштовхи і удари, розвантажити окремі елементи приводу від періодично змінюються збурюючих моментів, а також допускає деякі радіальні та кутові зміщення валів.
Умови вище наведені виконуються, отже муфти обрані правильно.
9 Мастило редуктора
Для змащення редуктора застосовується авіаційне масло типу МС-20, яке через горловину заливається в нижню частину корпусу. Підшипники змащуються так званим масленими туманом, тобто за рахунок розбризкування маслених крапель.
У даний редуктор заливають близько трьох літрів олії.
За рівнем масла стежать за допомогою маслоуказателе.
10 Список ісполльзованних джерел
Іванов М.І. «Деталі машин», підручник для машинобудівних вузів - 4с. з перераб - М. Вища школа, 1984 р, 336с.
ГОСТ 21354-75. Передачі зубчасті, циліндричні, евольвентні.
Ануров В.І. Довідник конструктора машинобудівника. В - 3 - х т. Т 2 - 5-е видання. перераб і доп. - М. Машинобудування, 1980 р, 559с.