Зміст
1. Завдання по курсовому проектуванню ........................................... 3
2. Введення ............................................... ............................................... 4
3. Розрахунок пасової передачі ............................................. .................... 6
4. Розрахунок редуктора .............................................. ................................... 8
а) Швидкохідний вал .............................................. ........................... 12
б) Тихохідний вал .............................................. ............................... 18
6. Вибір підшипників .............................................. ............................ 23
7. Вибір шпонок .............................................. ...................................... 26
1. Завдання по курсовому проектуванню.
Розробити редуктор для передачі крутного моменту від електродвигуна до робочої машині через муфту і клиноременную передачу.
Тип електродвигуна RA 160 L 4;
Потужність двигуна Р дв = 15кВт;
Число оборотів в хвилину n дв = 1460 об / хв;
Тип ремінної передачі - Кліноременная,
Редуктор - циліндричний косозубих;
Передаточне число ремінної передачі U рем = 2,8;
Передаточне число редуктора U ред = 5,6;
ККД редуктора η ред = 0,97;
ККД муфти η МУФ = 0,97;
ККД пасової передачі η рем.пер. = 0,94;
Час роботи приводу L = 15000 годин.
Режим роботи - двозмінний.
Схема приводу.
Електродвигун асинхронний - Кліноременная передача - редуктор.
Робоча машина;
Кліноременная передача;
Редуктор;
Муфта;
Електродвигун.
2. Введення.
Редуктором називають зубчастий, черв'ячний або зубчасто-черв'ячний передавальний механізм, виконаний у закритому корпусі і призначений для зниження кутової швидкості, а, отже, підвищення обертального моменту. Механізми для підвищення кутової швидкості, виконані у вигляді окремих агрегатів, називаються мультиплікаторами. У редукторах зазвичай застосовують зубчасті колеса з евольвентним зачепленням, іноді використовують зачеплення М. Л. Новикова.
Редуктор проектується для приводу даної машини або за заданою навантаженні і передавальному числу без зазначення конкретного призначення.
Редуктора класифікують:
По виду передач - на циліндричні з паралельними осями валів; конічні з перехресними осями валів; черв'ячні з перехресними осями валів; комбіновані конически-циліндричні; зубчасто-черв'ячні та інші.
За кількістю пар - одноступінчаті циліндричні з прямозубих коліс з
u £ 7, с косозубимі або шевронними колесами при u £ 10 і Р £ 50 кВт; одноступінчаті конічні з прямими, косими і криволінійними зубами при u £ 5 і Р £ 100 кВт; одноступінчаті черв'ячні при u = 8 ... 80 і Р £ 50кВт; багатоступінчасті.
Зубчаста передача, осі валів якій перетинаються, називається конічною. Конічні зубчасті колеса виготовляють з прямими, косими і криволінійними зубами і застосовують там, де виникає необхідність передачі моменту з одного вала до іншого з пересічними осями. Конічні зубчасті редуктора проектують порівняно невеликих потужностей, так як консольне розташування шестерні на валу при значних сили в зачепленні призводить до великих деформацій, які порушують точність зачеплення і нормальну роботу передачі. Іноді застосовують конічні передачі, в яких шестерня розташована між опорами, а не консольно. Така конструкція складніше і дорожче.
3. Розрахунок пасової передачі.
Розраховуємо момент на ведучому валу
Т вед = Т ед = Р ед ∙ 10 3 ∙ 30 / π n дв
Т вед = 15 ∙ 10 3 ∙ 30 / π ∙ 1460 = 100 Н ∙ м
Виберемо діаметр ведучого шківа.
Нехай D 1 = 140 мм.
Розрахуємо швидкість ременя:
υ = π D 1 n дв / 60 ∙ 10 Березня
υ = π ∙ 140 ∙ 1460 / (60 ∙ 10 3) = 11 м / с
За потужністю двигуна
Р дв = 15кВт і n дв = 1460 об / хв
Вибираємо стандартний тип ременя:
тип Б;
Розраховуємо діаметр веденого шківа:
D 2 = D 1 ∙ U рем (1-ξ)
D 2 = 140 ∙ 2,8 (1-0,01) = 388 мм
Вибираємо найближче значення з нормального ряду чисел:
D 2 = 400 мм
Розраховуємо фактичне передавальне число ремінної передачі:
U факт = D 2 / D 1 (1-ξ)
U факт = 400/140 (1-0,01) = 2,89
Розраховуємо міжосьова відстань:
Приймемо його рівним D 1 + D 2 = 140 +400 = 540 мм.
Довжина ременя:
L р = 2 а + π (D 1 + D 2) / 2 + (D 2 - D 1) 2 / 4 а
L р = 2 ∙ 540 + π / 2 ∙ (140 +400) + 260 2 / 4 ∙ (140 +400) = 1959,53 мм
Вибираємо найближче з нормального ряду чисел:
L р = 2000 мм
Тоді уточнюємо міжосьова відстань по стандартній довжині:
а = (2 L - π (D 1 + D 2) + [(2 L - π (D 1 + D 2)) 2 - 8 (D 2 - D 1) 2] 1 / 2) / 8
а = (2 ∙ 2000 - 3,14 (140 +400) + [(2 ∙ 2000 - 3,14 (140 +400)) 2 - 8 (140 +400) 2] 1 / 2) / 8 = 540, 24 мм =
= 540 мм
Визначаємо кут обхвату ременя:
α = 180 - (D 1 - D 2) ∙ 57 ° / a
α = 1 80 - 260 ∙ 57 ° / 540 = 152,56 ° ≈ 150 °. Значить, коефіцієнт кута обхвату, відповідний кутку обхвату рівному 150 ° С α = 0,92
Коефіцієнт, що враховує довжину ременя:
L р / L 0 = 2000/2240 = 0,89 è C L = 0,98
Коефіцієнт режиму роботи при двозмінному режимі роботи:
З реж = 1,38
Потужність, що передається при стандартних умовах ременем Б, довжиною
L 0 = 2240 мм P 0 = 2,90 кВт.
Допустиме навантаження на ремінь:
Р допусти = Р 0 С α З L / З реж
Р допусти = 2,90 ∙ 0,92 ∙ 0,98 / 1,38 = 1,9 кВт
Визначення числа ременів:
Z = Р дв / Р допуск З z,
де С z = 0,9
Z = 15 / 1,9 ∙ 0,9 = 8,7.
Беремо Z = 9
Зусилля, що діє з боку ремінної передачі
F P = 1,7 ∙ Р дв ∙ 10 3 ∙ З реж ∙ sin (α рем / 2) / υ ременя ∙ З α ∙ З z = 3635 Н,
де
Р дв = 15 кВт
З реж = 1,38
α рем = 152,56 ˚
υ ременя = 11 м / с
З α = 0,95
З z = 0,9
Перевірочний розрахунок:
4. Розрахунок редуктора.
Сталь 40Х. Термообробка. Покращена. | |||
Шестерня | НВ 1 = 270 НВ | σ в = 900н/мм 2, | σ р = 750 н / мм 2 |
Колесо | НВ 2 = 240 НВ | σ в = 780н/мм 2, | σ р = 540 н / мм 2 |
Визначаємо число обертів валів:
Ведучий вал:
n 1 = n дв / U рем
n 1 = 1460 / 2,8 = 505 об / хв
Ведений вал:
n 2 = n 1 / U ред
n 2 = 505 / 5,6 = 90 об / хв
Визначаємо базове число циклів:
N НО1 = 30 ∙ НВ один 2,4
N НО2 = 30 ∙ НВ 2 2,4
N НО1 = 30 ∙ 270 2,4 = 20 ∙ 10 6 циклів
N НО2 = 30 ∙ 240 2,4 = 15 ∙ 10 6 циклів
Граничне напруження при базовому числі циклів:
σ н limb 1 = 2 ∙ НВ 1 + 70
σ н limb 2 = 2 ∙ НВ 2 + 70
σ н limb 1 = 2 ∙ 270 + 70 = 610 н / мм 2
σ н limb 2 = 2 ∙ 240 + 70 = 550 н / мм 2
Число циклів навантаження:
N НЕ1 = 60 ∙ n 1 ∙ L 1
N НЕ2 = НЕ1 / U ред
N НЕ1 = 60 ∙ n 1 ∙ L 1 = 60 ∙ 505 ∙ 15 000 = 60,6 ∙ 10 6 циклів
N НЕ2 = N НЕ1 / U ред = 60,6 / 5,6 = 10,8 ∙ 10 6 циклів
Коефіцієнт довговічності:
До HL = 1, тому що N НЕ> N АЛЕ
Граничне напруга:
σ н lim 1 = σ н limb 1 ∙ К HL
σ н lim 2 = σ н limb 2 ∙ К HL ∙
σ н lim 1 = 610 ∙ 1 = 610 н / мм 2
σ н lim 2 = 550 ∙ 1 = 550 н / мм 2
Напруга, що допускається:
σ НР1 = 0,9 ∙ σ н lim 1 / S н
σ НР2 = 0,9 ∙ σ н lim 2 / S н
σ НР = 0,45 (σ НР1 + σ НР2)
σ НР min = σ НР2
σ НР1 = 0,9 ∙ 610 / 1,1 = 499,1 ≈ 500 Н ∙ м
σ НР2 = 0,9 ∙ 550 / 1,1 = 450 Н ∙ м
σ НР = 0,45 (500 + 450) = 225,45 Н ∙ м
σ НР min = σ НР2 = 450 Н ∙ м
Розраховуємо міжцентрова відстань зубчастої передачі:
а w = К (U ред + 1) [Т 1 К н β / ψ ва U ред σ НР 2] 1 / 3
Ка = 430 - коефіцієнт міжцентрової відстані
Т 1 = 270 Н ∙ м
ψ ва = ψ в d ∙ 2 / (U ред + 1) - коефіцієнт відношення ширини зуба до міжцентрової відстані.
ψ в d = 1 К н β = 1,05 - коефіцієнт відношення ширини зуба до діаметру.
Тоді, отже,
ψ ва = 0,303
а w = 430 (5,6 + 1) [270 ∙ 1,05 / (0,303 ∙ 5,6 ∙ 450 2)] 1 / 3 = 266,18 мм
Вибираємо з нормального ряду чисел згідно з ГОСТ 2144 - 76:
а w = 315 мм
а w = (Z 1 + Z 2) m n / 2 cosβ
Приймемо β = 10 °
Визначаємо модуль зачеплення
m n = 2 а w cosβ / Z 1 (1 + U ред)
Визначаємо числа і кут нахилу зубів, попередньо поставивши кут нахилу
Приймемо β = 10 °
Візьмемо Z 1 = 20 зубів.
Тоді
m n = 2 ∙ 315 cos 10 / (20 ∙ (1 +5,6)) = 4,7 мм
Вибираємо з нормального ряду чисел для модуля зачеплення, беручи менший за значенням:
m n = 4,5 мм
Знайдемо сумарне число зубів
(Z 1 + Z 2) = 2 а w cosβ / m n
(Z 1 + Z 2) = 2315 cos 10 / 4,5 = 138 зубів
Тоді:
Z 1 = (Z 1 + Z 2) / (1 + U ред)
Z 2 = (Z 1 + Z 2) - Z 1
Z 1 = 138 / (1 +5,6) = 21
Z 2 = 138 - 21 = 117 зубів.
Знайдемо фактичне передавальне число редуктора:
U ред. факт = Z 2 / Z 1 = 117/21 = 5,57
U ред. факт = 117/21 = 5,57
Знайдемо косинус кута нахилу зубів:
Cosβ = (Z 1 + Z 2) m n / 2 а w
Cosβ = 138 ∙ 4,5 / 2 ∙ 315 = 0,9857
Рахуємо:
d 1 = m n Z 1 / cosβ
d 2 = m n Z 2 / cosβ
d 1 = 4,5 ∙ 21 / 0,9857 = 95,87 мм
d 2 = 4,5 ∙ 117 / 0,9857 = 534,13 мм
Перевірка:
d 1 + d 2 = 95,87 +534,13 = 630 мм = 2 а w. Вірно.
Тоді ширина коліс:
b 2 = ψ ва а w
b 1 = b 2 + (2 .. 4) m n
b 2 = 0,303 ∙ 315 = 95,445 ≈ 95 мм
b 1 = 95 + 2 ∙ 4,5 = 104 мм
Перевірка:
b 2 ∙ sinβ ≥ 4 m n
95 ∙ sin β ≥ 4 ∙ 4,5
16,800 ≥ 18
Невірно. Отже, потрібно змінити m n або кут β.
Візьмемо m n = 4,0 мм
Знайдемо сумарне число зубів:
(Z 1 + Z 2) = 2 а w cosβ / m n
(Z 1 + Z 2) = 2315 cos 10 / 4,0 = 155 зубів
Тоді:
Z 1 = (Z 1 + Z 2) / (1 + U ред)
Z 2 = (Z 1 + Z 2) - Z 1
Z 1 = 155 / (1 +5,6) = 23 зуба
Z 2 = 155-23 = 132 зуба
Знайдемо фактичне передавальне число редуктора:
U ред. факт = Z 2 / Z 1
U ред. факт = 132/23 = 5,74
Знайдемо косинус кута нахилу зубів:
Cosβ = (Z 1 + Z 2) m n / 2 а w
Cosβ = 155 ∙ 4,0 / 2 ∙ 315 = 0,9841;
Тоді:
β = 10,23 ˚
Рахуємо:
d 1 = m n Z 1 / cosβ
d 2 = m n Z 2 / cosβ
d 1 = 4,0 ∙ 23 / 0,9841 = 93,48 мм
d 2 = 4,0 ∙ 132 / 0,9841 = 536,52 мм
Перевірка: d 1 + d 2 = 93,48 +536,52 = 630 мм = 2 а w. Вірно.
Тоді ширина коліс:
b 2 = ψ ва а w
b 1 = b 2 + (2 .. 4) m n
b 2 = 0,303 ∙ 315 = 95,445 ≈ 95 мм
b 1 = 95 + 2 ∙ 4,0 = 103 мм ≈ 100 мм
Перевірка:
b 2 ∙ sinβ ≥ 4 m n
95 ∙ sinβ ≥ 4 ∙ 4
16,873 ≥ 16 Вірно.
Визначаємо діаметри вершин зубів d a і западин d f зубчастих коліс:
d a = d + 2 ∙ m n
d f = d - 2,5 ∙ m n
d a1 = 93 + 2 ∙ 4 = 101 мм
d a2 = 537 + 2 ∙ 4 = 545 мм
d f1 = 93 - 2,5 ∙ 4 = 83 мм
d f 2 = 537 - 2,5 ∙ 4 = 527 мм
5. Розрахунок валів:
5.1 Швидкохідний вал.
Так як d f 1 = 83 мм - приймаємо вал-шестерню.
Момент на ведучому валу:
Т 1 = Т дв ∙ U факт ∙ η рем.пер
Т 1 = 100 ∙ 2,89 ∙ 0,94 = 271,66 Н м ≈ 270 Н ∙ м
Проведемо добірку діаметрів складових валу:
d = (T 1 ∙ 10 3 / 0,2 [τ]) 1 / 3
d = (270 ∙ 10 3 / 0,2 ∙ 10) 1 / 3 = 51,3 мм.
Вибираємо зі стандартного ряду чисел:
d = 50 мм
d 1 = d 1 + (4 .. 5) мм = 55 мм
d п ≥ d 2 + (4 .. 5) мм = 60 мм
d 2 = d п + 5 мм = 65 мм
d 4 = d 3 + (6 .. 10) мм = 75 мм
Проведемо добірку довжин складових валу:
L 0 = (1,6 .. 2) d = 100 мм
L 1 = 20 .. 25 мм = 25 мм
L п ≈ 0,5 d п = 30 мм
L 2 = 10 .. 12 мм = 12 мм
L 3 = b 2 = 95 мм
L 4 = L 2 = 12 мм
L 5 = L 1 = 25 мм
Тоді:
L = 149 мм
а = 90 мм
Розрахунок зубчастої пари: (Розрахунок вала на міцність)
Окружна сила
F t = 2 T 1 ∙ 10 3 / d 1
F t = 2 ∙ 270 ∙ 10 3 / 55 = 9818 Н
Осьове зусилля
F a = F t ∙ tg β
F a = 9818 ∙ tg 10,23 = тисячі сімсот сімдесят один Н
Радіальне навантаження
F r = F t ∙ tg α / cos β
F r = 1771 ∙ tg 20 / cos 10,23 = 655 Н
Розраховуємо кількість обертів першого (швидкохідного) вала редуктора:
n вед (швидкохідний вал редуктора) = n дв / U факт
n вед (швидкохідний вал редуктора) = 1460 / 2,89 = 505 об / хв
Побудова епюр:
l
R b A = 0,5 ∙ F r + F a ∙ d 1 / 2L
R b B = 0,5 ∙ F r - F a ∙ d 1 / 2L
R b A = 0,5 ∙ 655 + 1 771 ∙ 50 / 2 ∙ 149 = 333,44 Н
R b B = 0,5 ∙ 655 - 1771 ∙ 50 / 2 ∙ 149 = 321,56 Н
Перевірка: R b A + R b B - F r = 0
333,44 +321,56 - 655 = 0 Вірно.
М 1 = R b A ∙ L / 2
М = R b B ∙ L / 2
М 1 = 333,44 ∙ 149 / 2 ∙ 1000 = 24,84 Н ∙ м
М = 321,56 ∙ 149 / 2 ∙ 1000 = 23,96 Н ∙ м
М 1 = 333,44 ∙ 149 / 2 ∙ 1000 = 24,84 Н ∙ м
М = 321,56 ∙ 149 / 2 ∙ 1000 = 23,96 Н ∙ м
R Г А = R Г В = 0,5 ∙ F t
М 2 = F t ∙ L / 4
R Г А = R Г В = 0,5 ∙ 9818 = 4909 H
М 2 = 9818 ∙ 149 / 4 ∙ 1000 = 365,72 Н ∙ м
Перевірка: R Г А + R Г В - F t = 0
4909 + 4909 - 9818 = 0 Вірно.
а
R AP = F P ∙ (L + a) / L
R BP = F P ∙ a / L
M P = F P ∙ a
R AP = 3635 ∙ (149 + 90) / 149 = 5831 H
R BP = 3635 ∙ 90/149 = 2196 H
M P = 3635 ∙ 90/1000 = 327,15 Н ∙ м
Розрахуємо загальний момент:
M Заг = [(M 1) 2 + (M 2) 2] 1 / 2
M Заг = [(24,84) 2 + (365,72) 2] 1 / 2 = 366,56 Н ∙ м
Перевірочний розрахунок вала.
Сталь 40х покращена.
Шестерня НВ 1 = 270 НВ σ в = 900н/мм 2, σ р = 750 н / мм 2
Колесо НВ 2 = 240 НВ σ в = 780н/мм 2, σ р = 540 н / мм 2
Коефіцієнт запасу для нормальних напружень:
n σ = σ -1 / (K σ p ∙ σ a + ψ σ ∙ σ m),
де σ -1 - межа витривалості гладкого зразка при симетричному циклі напружень згину. σ -1 = 410 МПа
σ a - амплітуда номінальних напруг вигину, σ a ≈ М Заг / 0,1 d п 3 = 64,1 МПа
σ m - середнє значення номінального напруги, σ m = 0.
K σ p - ефективний коефіцієнт концентрації напруг для деталі.
Беремо з таблиці 3,5
Тоді:
n σ = 410 / (3,5 ∙ 64,1) = 1,83
Коефіцієнт запасу для дотичних напружень:
n τ = τ -1 / (K τ p ∙ τ a + ψ τ ∙ τ m),
де τ -1 - межа витривалості гладкого зразка при симетричному циклі напружень кручення. τ -1 = 240 МПа
τ a - амплітуда номінальних напружень кручення,
τ m - середнє значення номінальних напружень, τ a = τ m = 1 / 2 ∙ τ = 10,1
K τ p - ефективний коефіцієнт концентрації напруг для деталі.
Беремо з таблиці 2,5
ψ τ = 0,1
Тоді:
n τ = 240 / (2,5 ∙ 10,1 + 0,1 ∙ 10,1) = 9,21
Загальний коефіцієнт запасу міцності на спільну дію згину і крутіння:
n = n σ ∙ n τ / [(n σ) 2 + (n τ) 2] 1 / 2
n = 1,83 ∙ 9,21 / [1,83 2 + 9,21 2] 1 / 2 = 1,81
Перевірка дотримання умови міцності:
n min ≥ [n], де [n] = 1,5 .. 3,5
1,81 ≥ 1,5
5.2 Тихохідний вал.
Проведемо добірку діаметрів складових валу:
Момент на тихохідному валу:
T 2 = T 1 ∙ U ред ∙ η ред = 270 ∙ 5,6 ∙ 0,97 = 1466,64 Н ∙ м ≈ 1500 Н ∙ м
d = (T 2 ∙ 10 3 / 0,2 [τ]) 1 / 3 = (1500 ∙ 10 3 / 0,2 ∙ 20) 1 / 3 = 72,1 мм.
Вибираємо зі стандартного ряду чисел:
d = 71 мм
d 1 = d 1 + (4 .. 5) мм = 75 мм
d п ≥ d 2 + (4 .. 5) мм = 80 мм
d 2 = d п + 5 мм = 85 мм
d 3 = d 2 + 2 мм = 87 мм
d 4 = d 3 + (6 .. 10) мм = 95 мм
Проведемо добірку довжин складових валу:
L 0 = (1,6 .. 2) d = 142 мм
L 1 = 20 .. 25 мм = 25 мм
L п ≈ 0,5 d п = 40 мм
L 2 = 10 .. 12 мм = 12 мм
L 3 = b 1 = 100 мм
L 4 = L 2 = 12 мм
Тоді:
L = 164 мм
а = 115 мм
Окружна сила
F t = 2 T 2 ∙ 10 3 / d 1 = 2 ∙ 1500 ∙ 10 3 / 71 = 40000 Н
Осьове зусилля
F a = F t ∙ tg β = 40000 ∙ tg 10,23 = 7219 Н
Радіальне навантаження
F r = F t ∙ tg α / cos β = 40000 ∙ tg 20 / cos 10,23 = 14794 Н
Побудова епюр:
l
R b A = 0,5 ∙ F r + F a ∙ d 1 / 2L
R b B = 0,5 ∙ F r - F a ∙ d 1 / 2L
R b A = 0,5 ∙ 14794 + 7219 / 2 ∙ 164 = 7419 Н
R b B = 0,5 ∙ 14794 - 7219 / 2 ∙ 164 = 7375 Н
Перевірка: R b A + R b B - F r = 0
7419 +7375 - 14794 = 0 Вірно.
М 1 = R b A ∙ L / 2
М = R b B ∙ L / 2
М 1 = 7419 ∙ 164 / 2 ∙ 1000 = 608,4 Н ∙ м
М = 7375 ∙ 164 / 2 ∙ 1000 = 604,8 Н ∙ м
R Г А = R Г В = 0,5 ∙ F t
М 2 = F t ∙ L / 4
R Г А = R Г В = 0,5 ∙ 40 000 = 20000 H
М 2 = 40000 ∙ 164 / 4 ∙ 1000 = 1640 Н
Перевірка: R Г А + R Г В - F t = 0
20000 +20000 - 40000 = 0 Вірно.
а
R AM = F M ∙ (L + a) / L
R BM = F M ∙ a / L
F M = 125 (T 2) 1 / 3
F M = 125 ∙ (1500) 1 / 3 = 1430,9 Н
R AM = 1430,9 ∙ (164 +115) / 164 = 2434,3 Н
R BM = 1430,9 ∙ 115/164 = 1003,4 Н
Мм = F M ∙ а
Мм = 1430,9 ∙ 115/1000 = 164,6 Н
Знайдемо спільну момент:
M Заг = [(M 1) 2 + (M 2) 2] 1 / 2 + 0,5 ∙ Мм
M Заг = [(608,4) 2 + (1640) 2] 1 / 2 + 0,5 ∙ 164,6 = 1831,5 Н
Перевірочний розрахунок веденого вала.
Сталь 40х покращена.
Шестерня НВ 1 = 270 НВ σ в = 900н/мм 2, σ р = 750 н / мм 2
Колесо НВ 2 = 240 НВ σ в = 780н/мм 2, σ р = 540 н / мм 2
Коефіцієнт запасу для нормальних напружень:
n σ = σ -1 / (K σ p ∙ σ a + ψ σ ∙ σ m),
де σ -1 - межа витривалості гладкого зразка при симетричному циклі напружень згину. σ -1 = 410 МПа
σ a - амплітуда номінальних напруг вигину, σ a ≈ М Заг / 0,1 d п 3 = 1831,5 / 0,1 ∙ 80 3 =
= 35 МПа
σ m - середнє значення номінального напруги, σ m = 0.
K σ p - ефективний коефіцієнт концентрації напруг для деталі.
Беремо з таблиці 3,0
Тоді:
n σ = 410 / (3,0 ∙ 35,77) = 3,82
Коефіцієнт запасу для дотичних напружень:
n τ = τ -1 / (K τ p ∙ τ a + ψ τ ∙ τ m),
де τ -1 - межа витривалості гладкого зразка при симетричному циклі напружень кручення. τ -1 = 240 МПа
τ a - амплітуда номінальних напружень кручення,
τ m - середнє значення номінальних напружень, τ a = τ m = 1 / 2 ∙ τ = 10,1
K τ p - ефективний коефіцієнт концентрації напруг для деталі.
Беремо з таблиці 2,3
ψ τ = 0,1
Тоді:
n τ = 240 / (2,3 ∙ 10,1 + 0,1 ∙ 10,1) = 9,9
Загальний коефіцієнт запасу міцності на спільну дію згину і крутіння:
n = n σ ∙ n τ / [(n σ) 2 + (n τ) 2] 1 / 2
n = 3,82 ∙ 9,9 / [3,82 2 + 9,9 2] 1 / 2 = 3,56
Перевірка дотримання умови міцності:
n min ≥ [n], де [n] = 1,5 .. 3,5
3,56 ≥ 1,5
6. Вибір підшипників.
Так як у нас косозубая передача в редукторі, то слід вибрати кулькові радіальні підшипники, які можна використовувати при невеликій
(До 30%) вільної осьовому навантаженні.
Вибираємо кульковий радіальний однорядний підшипник № 112
за ГОСТ 8338-75 для швидкохідного валу.
Основні характеристики підшипника середньої серії:
Зовнішній діаметр:
D = 130 мм;
Ширина:
b = 31 мм;
Фаска:
r = 3,5 мм
Базова динамічна вантажопідйомність:
З r = 92,3 кН;
Базова статична вантажопідйомність:
З r = 48 кН;
Час роботи:
L H = 15000 ч.
Вибираємо саму навантажену опору:
R A = [(R Г А) 2 + (R b А) 2] 1 / 2
R B = [(R Г B) 2 + (R b B) 2] 1 / 2
R A = [4909 2 + 333,44 2] 1 / 2 = 4920,3 Н
R B = [4909 2 + 321,56 2] 1 / 2 = 4919,5 Н
Значить, сама навантажена опора А.
F A / З r = 1771/48 ∙ 10 3 = 0,036 è e = 0,22;
Так як F A / R A = 1771/4920, 3 = 0,36> e = 0,22 è X = 0,56; Y = 1,99
Зробимо розрахунок навантаження на підшипник:
F екв = (X ∙ V ∙ F R + Y ∙ F A) ∙ K δ ∙ K T , Де
X - коефіцієнт сприйняття радіального навантаження. X = 0,56
Y - коефіцієнт сприйняття осьового навантаження. Y = 1,99
V - коефіцієнт, що враховує обертання кільця по відношенню до навантаження. V = 1.
K δ - коефіцієнт безпеки. K δ = 1,3
K T - температурний коефіцієнт. K T = 1.
F екв = (0,56 ∙ 1,99 ∙ 4920,3 + 1,99 ∙ 1771) ∙ 1,3 ∙ 1 = 11709,7 Н
Визначаємо базовий розрахунок ресурсу підшипника L H:
L H = 10 6 ∙ [C r / F екв] 3 / 60 ∙ n 1
n 1 = n дв / U рем = 1460 / 2,8 = 505 об / хв
L H = 10 6 ∙ [92300 / 11709,7] 3 / 60 ∙ 505 = 16163,1 ч.
Цей ресурс нас задовольняє, значить, залишаємо цей підшипник.
Вибираємо кульковий радіальний однорядний підшипник № 216 за ГОСТ 8338-75 для тихохідного валу.
Основні характеристики підшипника легкої серії: Основні характеристики підшипника середньої серії:
Зовнішній діаметр:
D = 140 мм;
Ширина:
b = 26 мм;
Фаска:
r = 3 мм
Базова динамічна вантажопідйомність:
З r = 57,0 кН;
Базова статична вантажопідйомність:
З r = 45,4 кН;
Час роботи:
L H = 15000 ч.
Вибираємо саму навантажену опору:
R A = [(R Г А) 2 + (R b А) 2] 1 / 2
R B = [(R Г B) 2 + (R b B) 2] 1 / 2
R A = [20000 2 + 7419 2] 1 / 2 = 21 332 Н
R B = [20000 2 + 7375 2] 1 / 2 = 21316 Н
Значить, сама навантажена опора А.
F A / З r = 7219/45, 4 ∙ 10 3 = 0,15 è e = 0,32;
Так як F A / R A = 7219/21322 = 0,36> e = 0,32 è X = 0,56; Y = 1,31
Зробимо розрахунок навантаження на підшипник:
F екв = (X ∙ V ∙ F R + Y ∙ F A) ∙ K δ ∙ K T , Де
X - коефіцієнт сприйняття радіального навантаження. X = 0,56
Y - коефіцієнт сприйняття осьового навантаження. Y = 1,31
V - коефіцієнт, що враховує обертання кільця по відношенню до навантаження. V = 1.
K δ - коефіцієнт безпеки. K δ = 1,3
K T - температурний коефіцієнт. K T = 1.
F екв = (0,56 ∙ 1,31 ∙ 14 794 + 1,31 ∙ 7219) ∙ 1,3 ∙ 1 = 26402 Н
Визначаємо базовий розрахунок ресурсу підшипника L H:
L H = 10 6 ∙ [C r / F екв] 3 / 60 ∙ n 1
n 2 = n 1 / U ред = 505 / 5,6 = 90 об / хв
L H = 10 6 ∙ [57000 / 26402] 3 / 60 ∙ 90 = 16352,2 ч.
Цей ресурс нас задовольняє, значить, залишаємо цей підшипник.
7. Вибір шпонки.
7.1 Швидкохідний вал.
Перевіряємо міцність шпоночно з'єднання під веденим шківом ремінної передачі d = 50 мм
Беремо шпонку призматичну:
Сталь 60
b = 16 мм - ширина шпонки
L ш = 45 .. 180 мм .- робоча довжина
h = 10 мм - висота шпонки
t 1 = 6 мм - глибина занурення у вал
t 2 = 4,5 мм - висота випирання шпонки.
Візьмемо L ш = 60 мм
Перевіримо шпонку на зминання:
σ см = 2 ∙ Т 1 / (h - t 1) ∙ d ∙ L ш ≤ [σ см] = 100 МПа
σ см = 2 ∙ 270 ∙ 10 3 / (10 - 6) ∙ 50 ∙ 60 = 45 МПа <100 МПа
Перевіряємо міцність шпоночно з'єднання під колесом тихохідного валу
d = 87 мм.
Беремо шпонку призматичну:
Сталь 60
b = 25 мм - ширина шпонки
L ш = 70 .. 280 мм .- робоча довжина
h = 14 мм - висота шпонки
t 1 = 9 мм - глибина занурення у вал
t 2 = 5,4 мм - висота випирання шпонки.
Візьмемо L ш = 70 мм
Перевіримо шпонку на зминання:
σ см = 2 ∙ Т 1 / (h - t 1) ∙ d ∙ L ш ≤ [σ см] = 100 МПа
σ см = 2 ∙ 1500 ∙ 10 3 / (14 - 9) ∙ 87 ∙ 70 = 98 МПа <100 МПа
Перевіряємо міцність шпоночно з'єднання під напівмуфти тихохідного вала d = 71 мм.
Беремо шпонку призматичну:
Сталь 60
b = 20 мм - ширина шпонки
L ш = 50 .. 220 мм .- робоча довжина
h = 12 мм - висота шпонки
t 1 = 7,5 мм - глибина занурення у вал
t 2 = 4,9 мм - висота випирання шпонки.
Візьмемо L ш = 100 мм
Перевіримо шпонку на зминання:
σ см = 2 ∙ Т 1 / (h - t 1) ∙ d ∙ L ш ≤ [σ см] = 100 МПа
σ см = 2 ∙ 1500 ∙ 10 3 / (12 - 7,5) ∙ 71 ∙ 100 = 93,8 МПа <100 МПа
Вибрані нами шпонки перевірені на зминання. Всі вони задовольняють нас.
Результуюча таблиця вибраних шпонок:
Шпонка | b | h | L | t 1 | t 2 |
Під колесом | 25 | 14 | 70 | 9 | 5,4 |
Під муфтою | 20 | 12 | 100 | 7,5 | 4,9 |
Під рем.пер. | 16 | 10 | 60 | 6 | 4,5 |
12. Список літератури:
1. Чернілевський Д.В.
Курсове проектування деталей машин і механізмів: Навчальний посібник. - М.: Вища школа, 1980 р.
2. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П.
Конструювання вузлів і деталей машин. Навчальний посібник для вузів. М.: Вища школа, 1985 р.
3. Іванов М.І.
Деталі машин: Учеб. Для студентів вищих технічних навчальних закладів. - 5-е вид., Перераб. - М.: Вищ. шк., 1991 р.