Приводу стрічкового конвеєра
Зміст
Технічне завдання
Введення
1. Кінематичні розрахунки
1.1 Кінематична схема привода
1.2 Вибір електродвигуна
1.3 Уточнення передавальних чисел приводу
1.4 Визначення обертаючих моментів на валах приводу
2. Вибір матеріалу і розрахунок допустимих напружень
2.1 Вибір твердості, термічної обробки і матеріалу коліс
2.2 Допустимі контактні напруги
2.3 Допустимі напруги вигину
2.4 Облік режиму навантаження при визначенні допустимих напружень
3. Розрахунок зубчастої передачі першого ступеня
3.1 Міжосьова відстань
3.2 Попередні основні розміри зубчастого колеса
3.3 Модуль передачі
3.4 Сумарний число зубів коліс і кут нахилу
3.5 Діаметри коліс
3.6 Розміри заготовок
3.7 Перевірка зубів за контактними напругам
3.8 Сили в зачепленні
3.9 Перевірка зубів коліс по напруженням вигину
3.10 Перевірочний розрахунок на міцність зубів при дії пікового навантаження
4. Розрахунок зубчастої передачі другого ступеня
4.1 Міжосьова відстань
4.2 Попередні основні розміри зубчастого колеса
4.3 Модуль передачі
4.4 Сумарна кількість зубів коліс і кут нахилу
4.5 Діаметри коліс
4.6 Розміри заготовок
4.7 Перевірка зубів за контактними напругам
4.8 Сили в зачепленні
4.9 Перевірка зубів коліс по напруженням вигину
4.10 Перевірочний розрахунок на міцність зубів при дії пікового навантаження
5. Розрахунок валів
5.1 Розрахунок швидкохідного валу
5.2 Розрахунок проміжного валу
5.3 Розрахунок тихохідного валу
6. Вибір підшипників
6.1 Для швидкохідного валу
6.2 Для проміжного валу
6.3 Для тихохідного валу
7. Перевірочний розрахунок шпонки на міцність
7.1 Розрахунок зубчастого колеса першого ступеня
7.2 Розрахунок зубчастого колеса другого ступеня
8. Список використаних джерел
Технічне завдання
Варіант представляє схему традиційного компонування конвеєрів для переміщення, наприклад, рулонів тканини, підвісного конвеєра для переміщення готового одягу і т.д..
Сучасна компонування приводів побутових приладів, машин та апаратів заснована на принципах компактності. Наприклад, двигун ручного електросвердла вбудований в корпус, привід компресора холодильника вбудований разом з компресором в повністю ізольований корпус. Широко поширені мотор-редуктори безмуфтове виконання.
Мій варіант містить найбільш поширені вузли і елементи, розрахунок і компонування яких дозволяють розвинути початкові навички проектування. Згідно з завданням необхідно освоїти процес розрахунку, конструювання, компонування і складання основного вузла - проміжного валу в зборі з шестернями, підшипниками, елементами регулювання; в такому вузлі сконцентровані основні елементи зубчастих передач, найбільш поширених в приводах об'єктів машинобудування, зокрема, побутових машин, приладів і апаратів.
Вихідні дані:
- Частота обертання вихідного валу редуктора;
- Необхідна потужність приводу (на виході);
- Ресурс.
Введення
Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату, і службовець для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгові або ремінні передачі.
Призначення редуктора - зниження кутової швидкості і, відповідно, підвищення обертального моменту веденого вала в порівнянні з ведучим.
Редуктори класифікують за такими ознаками: типом передачі, (зубчасті, черв'ячні або зубчасто-черв'ячні), числу ступенів (одноступінчаті, двоступінчасті), типу зубчастих коліс (циліндричні, конічні, конічної-циліндричні), відносного розташуванню валів редуктора в просторі (горизонтальні, вертикальні ), особливостями кінематичної схеми (розгорнута, співісна, з роздвоєною сходами).
Можливості отримання великих передавальних чисел при малих габаритах забезпечують планетарні і хвильові редуктори.
Виконання курсової роботи сприяє закріпленню і поглибленню знань і умінь, отриманих при вивченні дисципліни «Основи функціонування систем сервісу».
Робота дозволяє отримати наступні навички:
застосування на практиці способів розрахунку і конструювання;
складання кінематичних схем, опису пристрою і принципу дії проектованого об'єкта;
обгрунтування та розробки технічних рішень та розрахунків елементів конструкцій;
роботи зі спеціальною технічною літературою;
аналізу технічних параметрів і техніко-економічного аналізу проектованого виробу.
1. Кінематичні розрахунки
Кінематична схема привода
1. Електродвигун (мотор)
2. Муфта пружна
3. Вал швидкохідний
4. Вал-шестерня швидкохідної щаблі
5. Корпус редуктора
6. Підшипниковий вузол з глухою кришкою
7. Зубчасте колесо швидкохідної щаблі
8. Вал-шестерня тихохідної щаблі
9. Вал-шестерня проміжний
10. Зубчасте колесо тихохідної щаблі
11. Барабан приводної стрічкового конвеєра
12. Вал приводного барабана
13. Опора підшипникова приводного барабана
14. Стрічка конвеєра
15. Муфта пружна
16. Підшипниковий вузол з наскрізною кришкою з ущільненням
17. Вал тихохідний
Проектований редуктор служить для передачі обертання і мінливого крутного моменту від електродвигуна до виконавчого механізму - приводного барабану стрічкового конвеєра. Простежимо передачу моменту. Від електродвигуна 1 за допомогою муфти 2 крутний момент передається на швидкохідний вал 3, встановлений у корпусі 5 на підшипниках 6. Швидкохідний вал має зубчастий вінець 4 (шестерня), яка зачіпається з зубчастим колесом 7, встановленим за допомогою шпоночно з'єднання з проміжним валом 9, встановленим також на підшипниках кочення. На проміжному валу є також зубчастий вінець 8 (проміжний вал може бути виконаний у вигляді вал-шестірні), яке зачіпається з зубчастим колесом 10, встановленим за допомогою шпоночно з'єднання на тихохідному валу 17, встановленому також у корпусі редуктора на підшипниках кочення. Вихідний кінець тихохідного вала 17 допомогою шпоночно з'єднання і муфти 15 з'єднаний з приводним валом 12 барабана 11 стрічкового конвеєра зі стрічкою 14.
Умовно називають зубчасту передачу 4-7 швидкохідної ступенем і зубчасту передачу 8-10 тихохідної щаблем редуктора. Отже, крутний момент передається: з валу електродвигуна на швидкохідну щабель 4-7, далі на проміжному валу на ділянці 7-8 на тихохідну щабель 8-10, далі на муфту 15 і на вал приводного барабана 16. Число обертів електродвигуна в даній системі максимально. Число оборотів проміжного валу в разів менше, а число оборотів тихохідного вала в
разів менше. Момент на валу електродвигуна в даній системі мінімальний, а на вихідному валу - максимальний, з урахуванням невеликих втрат в підшипниках, зубчастих передачах і муфтах. Можна сказати, що момент зростає в
разів.
1.2 Вибір електродвигуна
Для вибору електродвигуна визначають необхідну його потужність і частоту обертання.
Споживану потужність (кВт) приводу (потужність на виході) визначають за формулою:
,
де - Загальне ККД ланок кінематичного ланцюга:
,
за таблицею 1.1 знаходимо значення ККД окремих ланок кінематичного ланцюга:
;
;
,
таким чином, .
Тоді необхідна потужність електродвигуна:
кВт.
По таблиці 24.9 вибираємо стандартний електродвигун АІР132М4 потужністю кВт з синхронною частотою обертання
об / хв.
1.3 Уточнення передавальних чисел приводу
Загальне передавальне число приводу знаходимо за формулою:
;
.
Отримане передавальне число розподіляємо між першою і другою ступенями редуктора за формулами:
;
.
;
.
1.4 Визначення обертаючих моментів на валах приводу
Частота обертання швидкохідного валу:
;
об / хв.
Частота обертання проміжного валу:
;
об / хв.
Частота обертання тихохідного валу:
;
об / хв.
Обертаючий момент електродвигуна визначається за формулою:
;
Н м.
Обертаючі моменти відповідно на швидкохідному, проміжному та тихохідному валах визначаються за формулами:
;
;
.
Підставляючи наявні значення в зазначені формули отримаємо:
Н м;
Н м;
Н м.
2. Вибір матеріалу і розрахунок допустимих напружень
2.1 Вибір твердості, термічної обробки і матеріалу коліс
Передачі зі сталевими зубчастими колесами мають мінімальну масу і габарити, тим менші, чим вище твердість робочих поверхонь зубів, яка, у свою чергу, залежить від марки сталі та варіанти термічної обробки. По таблиці 2.1 для шестірні й зубчастого колеса обрана сталь марки 40Х. Термічна обробка зубчастого колеса - поліпшення, твердість 235 ... 262НВ, МПа; термічна обробка шестерні - покращення, твердість 269 ... 302НВ,
МПа. Зуби коліс з поліпшуються сталей добре прірабативаются і не схильні до крихкому руйнуванню.
2.2 Допустимі контактні напруги
Допустимі контактні напруження для шестерні та зубчастого колеса визначають за формулою:
.
Межа контактної витривалості обчислюють за формулою:
;
;
.
МПа;
МПа.
Коефіцієнт запасу міцності для зубчастих коліс з однорідною структурою матеріалу .
Коефіцієнт довговічності Z N враховує вплив ресурсу:
.
Число циклів, відповідне перелому кривої втоми, визначається за середньою твердості поверхонь зубів:
;
;
.
Ресурс передачі в числах циклів зміни напруг при частоті обертання
, Об / хв, і часу роботи
, Годину, знаходиться за формулою:
,
де - Число входжень у зачеплення зуба розраховується колеса за один його оборот.
при розрахунку першого ступеня редуктора:
;
при розрахунку другого ступеня редуктора:
.
Відповідно до кривої втоми напруги не можуть мати значень менших
. Тому, оскільки в обох випадках
, Приймаємо
. Отже, коефіцієнт довговічності
.
Коефіцієнт , Що враховує вплив шорсткості спряжених поверхонь зубів, приймаємо
.
Коефіцієнт , Що враховує вплив окружної швидкості, приймаємо
, Оскільки це значення відповідає твердим передачам, які працюють на малих окружних швидкостях.
МПа;
МПа.
Оскільки допущені контактні напруги для циліндричних передач з прямими зубами не можуть перевищувати меншого з допускаються контактних напружень шестерні
і колеса
, То
МПа.
2.3 Допустимі напруги вигину
Допустимі напруги вигину зубів шестерні і колеса визначають за загальною залежності, враховуючи вплив на опір втоми при вигині довговічності, шорсткості поверхні викружкі і реверсу, використовуючи наведену нижче формулу:
.
Межа витривалості при отнулевом циклі обчислюють за наступною формулою:
;
МПа;
МПа.
Коефіцієнт запасу міцності .
Коефіцієнт довговічності:
.
Для тривало працюючих швидкохідних передач беруть , Тому
.
Коефіцієнт , Що враховує вплив шорсткості перехідною поверхні між зубами, приймаємо
, Оскільки це значення відповідає шліфуванню і зубофрезерования з параметром шорсткості
мкм.
Коефіцієнт Y A, враховує вплив двостороннього прикладання навантаження (реверса). , Оскільки додаток навантаження одностороннє (без реверсу).
МПа;
МПа.
Оскільки допустимі напруження згину для циліндричних передач з прямими зубами не можуть перевищувати меншого із допустимих напружень вигину шестерні
і колеса
, То
МПа.
2.4 Облік режиму навантаження при визначенні допустимих напружень
Режим навантаження редуктора середній нормальний, тобто робота велику частину часу з середніми навантаженнями.
У розрахунках на контактну витривалість змінність режиму навантажень враховують при визначенні коефіцієнта довговічності : Замість призначеного ресурсу
підставляють еквівалентне число циклів
:
,
де - Коефіцієнт еквівалентності (по табл. 2.4).
при розрахунку першого ступеня редуктора: ;
при розрахунку другого ступеня редуктора: .
Оскільки в обох випадках , То приймаємо
.
У розрахунках на витривалість при згині для визначення коефіцієнта довговічності замість
підставляють еквівалентне число циклів
:
,
де - Коефіцієнт еквівалентності (по табл. 2.4).
при розрахунку першого ступеня редуктора:
;
при розрахунку другого ступеня редуктора:
.
Оскільки , То приймаємо
.
3. Розрахунок зубчастої передачі першого ступеня
3.1 Міжосьова відстань
Попереднє значення міжосьової відстані знаходимо за формулою:
,
де - Коефіцієнт, що залежить від поверхневої твердості зубів.
мм;
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
Окружну швидкість , М / с, обчислюють за формулою:
;
м / с.
Ступінь точності (по ГОСТ 1643-81, табл. 2.5) приймаємо .
Остаточне значення міжосьової відстані:
,
де МПа
;
- Коефіцієнт ширини;
- Коефіцієнт навантаження в розрахунках на контактну міцність, обчислюється за формулою:
.
Коефіцієнт враховує внутрішню динаміку навантаження, пов'язану насамперед із помилками кроків зачеплення та похибками профілів зубів шестерні і колеса. Значення
(По табл. 2.6).
Коефіцієнт враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній, обумовлюється похибками виготовлення і пружними деформаціями валів, підшипників. Зуби зубчастих коліс можуть прірабативаться: в результаті підвищеного місцевого зношування розподіл навантаження стає більш рівномірним. Тому розглядають коефіцієнти нерівномірності розподілу навантаження в початковий період роботи
і після підробітки
. Значення коефіцієнта
приймають по табл. 2.7 в залежності від коефіцієнта
, Схеми передачі і твердості зубів.
;
.
Коефіцієнт визначають за формулою:
,
де - Коефіцієнт, що враховує приработку зубів:
(По табл. 2.8).
.
Коефіцієнт визначають за формулою:
.
Початкове значення коефіцієнта розподілу навантаження між зубами у зв'язку з похибками виготовлення (похибками кроку зачеплення і напрямки зуба) визначають залежно від ступеня точності за нормами плавності:
;
.
.
Використовуючи отримані значення знаходимо коефіцієнт навантаження в розрахунках на контактну міцність:
.
мм;
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
3.2 Попередні основні розміри зубчастого колеса
Ділильний діаметр зубчастого колеса обчислюється за формулою:
;
мм.
Ширина зубчастого колеса обчислюється за формулою:
;
мм;
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
Ширина шестерні обчислюється за формулою:
;
мм.
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
3.3 Модуль передачі
Максимально допустимий модуль , Мм, визначають з умови неподрезанія зубів у підстави:
;
мм.
Мінімальне значення модуля , Мм, визначають з умови міцності:
,
де ;
- Коефіцієнт навантаження при розрахунку по напруженням вигину, обчислюється за формулою:
.
Коефіцієнт враховує внутрішню динаміку навантаження, пов'язану насамперед із помилками кроків зачеплення шестірні й колеса. Значення
(По табл. 2.9).
- Коефіцієнт, що враховує вплив похибок виготовлення шестерні і колеса на розподіл навантаження між зубами. Визначається так само, як при розрахунках на контактну міцність:
;
.
- Коефіцієнт, що враховує вплив похибок виготовлення шестерні і колеса на розподіл навантаження між зубами. Визначають так само, як при розрахунках на контактну міцність:
;
.
Використовуючи отримані значення знаходимо коефіцієнт навантаження при розрахунку по напруженням вигину:
.
мм.
З ряду стандартних модулів приймаємо мм.
3.4 Сумарний число зубів коліс і кут нахилу
Кут нахилу .
Сумарне число зубів:
;
.
Кількість зубів шестірні:
;
.
Кількість зубів зубчастого колеса:
;
.
Фактичне передавальне число:
;
.
Передаточне число і Б совподает з фактичним передавальним числом і БФ. Тому знайдені значення кількості зубів колеса і шестерні приймаємо за остаточні.
3.5 Діаметри коліс
Ділильний діаметр шестірні:
;
мм.
Ділильний діаметр зубчастого колеса:
;
мм.
Діаметр кіл вершин зубів коліс:
,
де - Коефіцієнт зміщення, при
приймає значення
;
- Коефіцієнт сприйманого зсуву:
;
- Ділильний міжосьова відстань:
.
мм;
.
;
мм.
;
мм.
Діаметр кіл западин зубів коліс:
.
;
мм.
;
мм.
3.6 Розміри заготовок
Діаметр заготовок:
.
;
мм.
;
мм.
Товщина заготовок:
.
;
мм.
;
мм.
Для вибраного матеріалу зубчастого колеса (По табл. 2.1), що не задовольняє умові
, Тому для зубчастого колеса замість сталі марки 40Х вибираємо сталь марки 40ХН, граничні розміри діаметра заготовок якої
мм. Твердість зубів 235 ... 262НВ, що збігається з параметрами сталі марки 40Х.
3.7 Перевірка зубів за контактними напругам
Розрахункове значення контактного напруги:
,
де МПа
.
МПа.
Відхилення від раніше знайденого
:
;
Отримане значення менше раніше знайденого значення
на 4%, що є допустимим, тому значення
МПа приймаємо за остаточне.
3.8 Сили в зачепленні
Окружна сила:
;
Н.
Радіальна сила:
,
де - Для стандартного кута.
Н.
Осьова сила:
;
Н.
3.9 Перевірка зубів коліс по напруженням вигину
Розрахункове напруження згину в зубах колеса:
,
де - Коефіцієнт, що враховує форму зуба і концентрацію напружень,
(По табл. 2.10);
- Коефіцієнт, що враховує кут нахилу зуба,
;
- Коефіцієнт, що враховує перекриття зубів,
.
МПа,
що задовольняє обов'язковому умові .
Розрахункове напруження згину в зубах шестерні:
,
де, (По табл. 2.10).
МПа,
що також задовольняє обов'язковому умові .
3.10 Перевірочний розрахунок на міцність зубів при дії пікового навантаження
Метою розрахунку є запобігання залишкових деформацій або крихкого руйнування поверхневого шару або самих зубів при дії пікового моменту . Дія пікових навантажень оцінюють коефіцієнтом перевантаження
.
.
Для запобігання залишкових деформацій або крихкого руйнування поверхневого шару контактне напруження не повинно перевищувати напруга, що допускається
;
;
МПа.
Напруга, що допускається приймають:
;
МПа.
,
тобто при дії пікового моменту не відбудеться крихкого руйнування поверхневого шару.
Для запобігання залишкових деформацій і крихкого руйнування зубів напруга вигину при дії пікового моменту не повинно перевищувати допустиме
;
;
;
МПа.
;
МПа.
Допустимі напруги приймають:
,
де - Максимально можливе значення коефіцієнта довговічності, для сталей з об'ємною термообробкою
;
- Коефіцієнт впливу частоти програми пікового навантаження, в разі поодиноких перевантажень
;
- Коефіцієнт запасу міцності,
.
;
МПа.
;
МПа.
і
, Тобто при дії пікового моменту не відбудеться крихкого руйнування зубів.
4 Розрахунок зубчастої передачі другого ступеня
Розрахунок зубчастої передачі другої ступені виконується за формулами, наведеними при розрахунку зубчастої передачі першого ступеня, тому далі розрахункові формули не наводяться, значення підставляються у зазначені раніше формули і доповнюються короткими поясненнями.
4.1 Міжосьова відстань
Попереднє значення міжосьової відстані:
мм;
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
Окружна швидкість:
м / с.
Ступінь точності за ГОСТ 1643-81 призначена .
Для обчислення остаточного значення окружної швидкості обчислюємо значення коефіцієнта :
Коефіцієнт , Що враховує внутрішню динаміку навантаження, перебувати за таблицею 2.6 приймаємо
.
.
(По табл. 2.7).
(По табл. 2.8).
.
.
Тоді знаходимо значення :
Остаточне значення міжосьової відстані:
мм;
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
4.2 Попередні основні розміри зубчастого колеса
Ділильний діаметр зубчастого колеса:
мм.
Ширина зубчастого колеса:
мм;
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) остаточне значення мм.
Ширина шестерні:
мм.
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
4.3 Модуль передачі
Максимально допустимий модуль , Мм:
мм.
Для обчислення мінімального значення модуля ( ) Знаходимо коефіцієнт навантаження
:
.
Коефіцієнт враховує внутрішню динаміку навантаження, за таблицею 2.9 приймаємо
.
.
.
Використовуючи отримані значення знаходимо коефіцієнт :
.
мм.
З ряду стандартних модулів приймаємо мм.
4.4 Сумарна кількість зубів коліс і кут нахилу
Кут нахилу .
Сумарне число зубів:
.
Кількість зубів шестірні:
.
Кількість зубів зубчастого колеса:
.
Фактичне передавальне число:
.
4.5 Діаметри коліс
Ділильний діаметр шестірні:
мм.
Ділильний діаметр зубчастого колеса:
мм.
Коефіцієнт зміщення при
приймає значення
;
Ділильний міжосьова відстань
.
Коефіцієнт сприйманого зміщення
;
Діаметр кіл вершин зубів коліс:
мм.
мм.
Діаметр кіл западин зубів коліс:
мм.
мм.
4.6 Розміри заготовок
Діаметр заготовок:
мм.
мм.
Товщина заготовок:
мм.
мм.
Для вибраного матеріалу зубчастого колеса параметр (По табл. 2.1) не задовольняє умові
, Тому для зубчастого колеса замість сталі марки 40Х вибираємо сталь марки 40ХН. Твердість зубів 235 ... 262НВ, що збігається з параметрами сталі марки 40Х.
4.7 Перевірка зубів за контактними напругам
Розрахункове значення контактного напруги:
МПа.
Відхилення від раніше знайденого
:
Отримане значення більше раніше знайденого значення
на 2%, що є допустимим, тому значення
МПа приймаємо за остаточне.
4.8 Сили в зачепленні
Окружна сила:
Н.
Радіальна сила:
Н.
Осьова сила:
Н.
4.9 Перевірка зубів коліс по напруженням вигину
Розрахункове напруження згину в зубах колеса:
Коефіцієнт , Що враховує форму зуба і концентрацію напружень, за таблицею 2.10 приймаємо
,
;
- Коефіцієнт, що враховує кут нахилу зуба,
;
- Коефіцієнт, що враховує перекриття зубів,
.
МПа,
що задовольняє обов'язковому умові .
Розрахункове напруження згину в зубах шестерні:
МПа,
що також задовольняє обов'язковому умові .
4.10 Перевірочний розрахунок на міцність зубів при дії пікового навантаження
.
Для запобігання залишкових деформацій або крихкого руйнування поверхневого шару контактне напруження не повинно перевищувати напруга, що допускається
;
МПа.
Напруга, що допускається:
МПа.
, Тобто при дії пікового моменту не відбудеться крихкого руйнування поверхневого шару.
Для запобігання залишкових деформацій і крихкого руйнування зубів напруга вигину при дії пікового моменту не повинно перевищувати допустиме
;
МПа.
МПа.
Допустимі напруги відповідають значенням, знайденим при розрахунку першого ступеня редуктора:
МПа.
МПа.
і
, Тобто при дії пікового моменту не відбудеться крихкого руйнування зубів.
5. Розрахунок валів
5.1 Розрахунок швидкохідного валу
;
мм;
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
,
де .
мм.
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
,
де .
мм.
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
5.2 Розрахунок проміжного валу
;
мм;
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
,
де .
мм,
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
;
мм.
де .
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
;
мм.
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
5.3 Розрахунок тихохідного валу
;
мм,
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
,
де .
мм,
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
,
де .
мм,
відповідно до низки стандартних розмірів (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) приймаємо мм.
;
мм.
6 Вибір підшипників
Для опор валів циліндричних прямозубих редукторів застосовують кулькові радіальні підшипники. Спочатку призначаємо підшипники легкої серії, клас точності 0.
6.1 Для швидкохідного валу
Приймаються мм
Вибираємо «Підшипник 208 ГОСТ 8338-75» з параметрами (див. рис.):
мм;
мм;
мм;
мм.
6.2 Для проміжного валу
Приймаються мм.
Вибираємо «Підшипник 209 ГОСТ 8338-75» з параметрами:
мм;
мм;
мм;
мм.
6.3 Для тихохідного валу
Приймаються мм.
Вибираємо «Підшипник 215 ГОСТ 8338-75» з параметрами:
мм;
мм;
мм;
мм.
7. Перевірочний розрахунок шпонки на міцність
7.1 Розрахунок зубчастого колеса першого ступеня
Розрахунок робочої (мінімально необхідною) довжини шпонки здійснюється за формулою:
,
де - Допустиме напруження зминання шпонки при дії навантаження,
МПа;
- Висота шпонки,
мм (за табл. 24.29).
мм.
Ширина маточини зубчастого колеса першого ступеня приймається рівною 55мм, оскільки це значення перевищує мінімально необхідне для забезпечення міцності шпонки.
7.2 Розрахунок зубчастого колеса другого ступеня
Висота шпонки мм (за табл. 24.29).
мм.
Ширина маточини зубчастого колеса другого ступеня приймається рівною 75мм, оскільки це значення перевищує мінімально необхідне для забезпечення міцності шпонки.
8. Список використаних джерел
Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П.. Конструювання вузлів і деталей машин. М. Вища школа. 2001р
Курс лекцій пр. Кравченко П.Д.