Привод ленточного конвейра с двухступенчатым цилиндрическим редуктором

А3 Шестерня.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Наравление линии зуба
ния исходного контура

Спецификация.spw

Крышка подшипника закрытая
Крышка смотрового окна
Прокладка смотрового окна
Шайба сливного отверстия
Болт М6 х 22 ГОСТ 7798-70
Болт М8 х 25 ГОСТ 7798-70
Болт М12 х 14 ГОСТ 7798-70
Винт М8 х 30 ГОСТ 11738-84
Мaнжета 1-35 х 65-1 ГОСТ 8752-79
Мaнжета 1-65 х 85-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 408 ГОСТ 831-75
Подшипник 210 ГОСТ 8335-75
Подшипник 314 ГОСТ 8335-75
Шайба 8 Н ГОСТ 6402-70
Шпонка 10х8х45 ГОСТ 23360-78
Шпонка 18х11х56 ГОСТ 23360-78

PZ.doc

Спроектировать привод ленточного конвеера.
В состав привода входят следующие передачи:
- ременная передача с клиновым ремнём;
- закрытая зубчатая цилиндрическая передача;
- закрытая зубчатая цилиндрическая передача.
Сила на выходном элементе привода F = 7 кН.
Скорость на ленте (цепи) привода V = 09 мс.
Диаметр выходного элемента привода D = 250 мм.
Коэффициент годового использования Кг = 08.
Коэффициент использования в течении смены Кс = 029.
Срок службы L = 5 лет.
Продолжительность смены T = 8 ч.
Тип нагрузки - постоянный.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт5
Расчёт 1-й клиноременной передачи8
Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи13
2Проверочный расчёт по контактным напряжениям
3Проверка зубьев передачи на изгиб
Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи21
Предварительный расчёт валов28
Конструктивные размеры шестерен и колёс31
1Ведущий шкив 1-й ременной передачи
2Ведомый шкив 1-й ременной передачи
3Цилиндрическая шестерня 2-й передачи
4Цилиндрическое колесо 2-й передачи
5Цилиндрическая шестерня 3-й передачи
6Цилиндрическое колесо 3-й передачи
Выбор муфты на выходном валу привода35
Проверка прочности шпоночных соединений37
1Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи
2Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи
3Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи
4Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи
5Шестерня 3-й зубчатой цилиндрической передачи
6Колесо 3-й зубчатой цилиндрической передачи
Конструктивные размеры корпуса редуктора42
Расчёт реакций в опорах44
Построение эпюр моментов на валах46
1Расчёт моментов 1-го вала
2Эпюры моментов 1-го вала
3Расчёт моментов 2-го вала
4Эпюры моментов 2-го вала
5Расчёт моментов 3-го вала
6Эпюры моментов 3-го вала
Проверка долговечности подшипников52
Уточненный расчёт валов56
Тепловой расчёт редуктора63
Технология сборки редуктора66
Список использованной литературы68
Проектируемый в данной работе привод состоит из электродвигателя 132M6 с синхронной частотой вращения nдвиг.синх.=1000 обмин с параметрами: Pдвиг.=75 кВт и скольжением s=32% (ГОСТ 19523-81). двухступенчатого цилиндрического редуктора с моментом на тихоходном валу 898.7 Н·м и передаточным отношением 14079. Выходной вал редуктора соединен с барабаном привода упругой втулочно-пальцевой муфтой. Ременная передача передает момент с вала двигателя на быстроходный вал редуктора. Приводной вал конвейера установлен на подшипниках шариковых радиальных сферических однорядных. Двигатель и редуктор установлены на плите. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для ременной передачи с клиновым ремнем: 1 = 096
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2 = 0975
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 3 = 0975
Общий КПД привода вычисляем по формуле:
= 1 · 2 · 3 · подш.3 · муфты1(2.1)
где подш. = 099 - КПД одной пары подшипников.
муфты = 098 - КПД одной муфты.
= 096 · 0975 · 0975 · 0993 · 0981 = 0868
Угловая скорость на выходном валу будет:
Подставляя соответствующие значения получаем:
вых. = 2 · 09 · 103 250 = 72 радс
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб. = F · V (2.3)
После подстановки имеем:
Pтреб. = 7 · 09 0868 = 7258 кВт
В таблице П.1[1](см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132M6 с синхронной частотой вращения nдвиг.синх.=1000 обмин с параметрами: Pдвиг.=75 кВт и скольжением s=32% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения:
nдвиг. = nдвиг.синх. - nдвиг.синх. · s 100%(2.4)
nдвиг. = 1000-1000·32100 = 968 обмин
двиг. = · nдвиг. 30(2.5)
двиг. = 314 · 968 30 = 101369 радс.
Oбщее передаточное отношение:
uобщ. = двиг. вых.(2.6)
После подстановки получаем:
uобщ. = 101369 72 = 14079
Для передач выбрали следующие передаточные числа:
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.
Таблица 1. Частоты и угловые скорости вращения валов.
Частота вращения об.мин
Угловая скорость вращения радс
Pведущ.шкив.1-й передачи = Pтреб. = 7258Вт
P1 = Pтреб. · 1 · подш. = 7258 · 096 · 099 = 6898003 Вт
P2 = P1 · 2 · подш. = 6898003 · 0975 · 099 = 6658298 Вт
P3 = P2 · 3 · подш. = 6658298 · 0975 · 099 = 6426922 Вт
Вращающие моменты на валах:
Tведущ.шкив.1-й передачи = Pведущ.шкив.1-й передачи двиг. = 7258 · 103 101369 = 71599799 H·мм = 716 H·м
T1 = P1 1 = (6898003 · 103) 56316 = 122487446 Н·мм = 122487 Н·м
T2 = P2 2 = (6658298 · 103) 17878 = 37242969 Н·мм = 37243 Н·м
T3 = P3 3 = (6426922 · 103) 7151 = 898744511 Н·мм = 898745 Н·м
выбран электродвигатель 132M6 с синхронной частотой вращения 1000 обмин с мощностью Pдвиг.=75 кВт и скольжением 32% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 968 обмин.
Таблица 2. Передаточные числа и КПД передач.
-я ременная передача с клиновым ремнём
-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача
Таблица 3. Рассчитанные частоты угловые скорости вращения валов и моменты на валах.
Расчёт 1-й клиноременной передачи
Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:
T(ведущий шкив) = 71599799 Н·мм.
здесь T(ведущий шкив) = T(двиг.) = Pтреб. · 103 (двиг.) = 7258 · 103 101369 = 71599799 Н·мм.
По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n(двиг.)=968003 обмин и передаваемой мощности:
P = T(ведущий шкив) · (двиг.)(3.1)
P = 71599799 · 10-6 · 101369 = 7258 кВт
принимаем сечение клинового ремня А.
Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:
d1 = (3 4) · T(ведущий шкив)13(3.2)
d1 = (3 4) · 7159979913 = 124573 166098 мм.
Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 160 мм.
Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):
d2 = u1 · d1 · (1 - ) = 18 · 160 · (1 - 0015) = 28368 мм.(3.3)
где = 0015 - относительное скольжение ремня.
Принимаем d2 = 280 мм.
Уточняем передаточное отношение:
uр = d2 (d1 · (1 - )) = 280 (160 · (1 - 0015)) = 1777(3.4)
При этом угловая скорость ведомого шкива будет:
= 101369 1777 = 57045 радс.
Расхождение с требуемым (56316-57045) · 100% 56316 = -1294% что менее допускаемого: 3%.
Следовательно окончательно принимаем диаметры шкивов:
Минимальное межосевое расстояние:
где T0 = 6 мм (высота сечения ремня).
Принимаем предварительно значение a = 772 мм.
Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:
L = 2 · a + 0.5 · · (d1 + d2) + (d2 - d1)2 (4 · a)(3.7)
L = 2 · 772 + 0.5 · 3142 · (160 + 280) + (280 - 160)2 (4 · 772) =
Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 2240 мм.
Уточнённое значение межосевого расстояния aр с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]):
aр = 0.25 · ((L - w) + ((L - w)2 - 2 · y)12)(3.8)
где w = 0.5 · · (d1 + d2) = 0.5 · 3142 · (160 + 280) = 69115 мм;(3.9)
y = (d2 - d1)2 = (280 - 160)2 = 14400 мм.(3.10)
aр = 0.25 · ((2240 - 69115) + ((2240 - 69115)2 - 2 · 14400)12) = 772094 мм
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 001 · L = 224 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0025 · L = 56 мм для увеличения натяжения ремней.
Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]:
= 180o - 57 · (d2 - d1) aр = 180o - 57 · (280 - 160) 772094 = 171141o(3.11)
Коэффициент режима работы учитывающий условия эксплуатации передачи по табл. 7.10[1]: Cp = 12.
Коэффициент учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9[1]: CL = 106.
Коэффициент учитывающий влияние угла обхвата (см. пояснения к формуле 7.29[1]): C = 0978.
Коэффициент учитывающий число ремней в передаче (см. пояснения к формуле 7.29[1]): предполагая что ремней в передаче будет от 4 до 6 примем коэффициент Сz = 085.
Число ремней в передаче:
z = P · Cp (Po · CL · C · Cz)(3.12)
z = 7258 · 12 (2520 · 106 · 0978 · 085 = 3922
где Рo = 252 кВт - мощность передаваемая одним клиновым ремнем кВт (см. табл. 7.8[1]).
V = 0.5 · (двиг.) · d1 = 0.5 · 101369 · 016 = 811 мc.(3.13)
Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]:
F0 = 850 · P · Cр · CL (z · V · C) + · V2(3.14)
F0 = 850 · 7258 · 12 · 106 (4 · 811 · 0978) + 01 · 8112 = 253922 H.
где = 01 H·c2м2 - коэффициент учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]).
Давление на валы находим по формуле 7.31[1]:
Fв = 2 · F0 · z · sin(2)(3.15)
Fв = 2 · 253922 · 4 · sin(171141o2) = 2025309 H.
Напряжение от силы F0 находим по формуле 7.19[1]:
= F0 A = 253922 81 = 3135 МПа.(3.16)
где A = 81 мм2 - площадь поперечного сечения ремня.
Напряжение изгиба (формулa 7.19[1]):
и = 2 · Еи · y d1 = 100 · 28 160 = 175 МПа.(3.17)
где Еи = 100 МПа - для резинотканевых ремней; y - расстояние от нейтральной оси до опасного волокна сечения ремня y = 28 мм.
Напряжение от центробежных сил (по формуле 7.19[1]):
v = · V2 · 10-6 = 1100 · 00082 = 0072 МПа.(3.18)
где = 1100 кгм3 - плотность ремня.
Максимальное напряжение по формуле 7.18[1] будет:
max = 1 + и + v = 3135 + 175 + 0072 = 4957 МПа.(3.19)
Условие прочности max 7 МПа выполнено.
Проверка долговечности ремня:
Находим рабочий ресурс ремня по формуле 7.22[1]
а) базовое число циклов для данного типа ремня:
б) коэффициент учитывающий влияние передаточного отношения;
в) коэффициент учитывающий характер нагрузки СH = 1 при постоянной нагрузке.
H0 = Noц · Lр · Ci · CH · (-1 max)8 (60 · · d1 · n(двиг.))(3.21)
H0 = 4600000 · 2240 · 1317 · 1 · (7 4957)8 (60 · 3142 · 160 · 968003) =
При среднем режиме нагрузки рабочий ресурс ремня должен быть не менее 2000 часов
Таким образом условие долговечности выполнено.
Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]):
Вш = (z - 1) · e + 2 · f = (4 - 1) · 15 + 2 · 10 = 65 мм.(3.22)
Геометрические параметры шкива:
Таблица 4. Параметры клиноременной передачи мм.
Диаметр ведущего шкива d1
Диаметр ведомого шкива d2
Максимальное напряжение max Hмм2
Межосевое расстояние aw
Предварительное натяжение ремня Fo Н
Угол обхвата ведущего шкива 1 град
Сила давления ремня на вал Fв Н
Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3 табл. 3.3[1]):
термическая обработка: улучшение
Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]) будут:
[H] = H lim b · KHL [SH](4.1)
По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
H lim b = 2 · HB + 70(4.2)
[SH] - коэффициент безопасности [SH]=11; KHL - коэффициент долговечности.
KHL = (NH0 NH)16(4.3)
где NH0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0 = 17000000;
NH = 60 · n · c · t(4.4)
- n - частота вращения об.мин.; n(шест.) = n1 = 537778 об.мин.; n(колеса) = n2 = 170723 об.мин.
- c = 1 - число колёс находящихся в зацеплении;
- t - продолжительность работы передачи в расчётный срок службыб ч.:
t = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(4.5)
- Lг=5 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены;
- kг=08 - коэффициент годового использования;
- kс=029 - коэффициент суточного использования.
t = 365 · 5 · 2 · 8 · 08 · 029 = 67744 ч.
NH(шест.) = 60 · 537778 · 1 · 67744 = 218587396992
NH(кол.) = 60 · 170723 · 1 · 67744 = 69392753472
КHL(шест.) = (17000000 218587396992)16 = 0653
Так как КHL(шест.)10 то принимаем КHL(шест.) = 1
КHL(кол.) = (17000000 69392753472)16 = 0791
Так как КHL(кол.)10 то принимаем КHL(кол.) = 1
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [ H3 ] = 530 · 1 11 = 481818 МПа;
для колеса [ H4 ] = 490 · 1 11 = 445455 МПа.
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:
[ H ] = 0.45 · ( [ H3 ] + [ H4 ] )(4.6)
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[ H ] = 0.45 · (481818 + 445455) = 417273 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[ H ] = 417273 МПа 1.23 · [ H4 ] = 1.23 · 445455 = 547909 МПа.
Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 125 .
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: ba = b aw = 04 (см. стр.36[1]).
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:
aw = Ka · (u2 + 1) · (T2 · KHb ([ H ] 2 · u22 · ba )) 13(4.7)
aw = 43.0 · (315 + 1) · (37242969 · 125 (4172732 · 3152 · 04))13 = 156433 мм.
где для косозубых колес Кa = 430 передаточное число передачи u2 = 315; T2 = 37242969 Н·мм - вращающий момент на колесе.
Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66: aw = 160 мм .
Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:
mn = (0.01 0.02) · aw мм для нас: mn = 16 . . . 32 мм принимаем:
по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 2 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев = 10 o и определим числа зубьев шестерни и колеса (см. формулу 3.16[1]):
z3 = 2 · aw · cos() ((u2 + 1) · mn)(4.8)
z3 = 2 · 160 · cos(10o) ((315 + 1) · 2) = 37968
z4 = u2 · z3 = 315 · 38 = 1197 = 120(4.9)
Уточненное значение угла наклона зубьев будет:
cos() = (z3 + z4) · mn (2 · aw) = (38 + 120) · 2 (2 · 160) = 09875(4.10)
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
d = mn · z cos()(4.11)
d3 = mn · z3 cos() = 2 · 38 cos(9069o) = 76962 мм;
d4 = mn · z4 cos() = 2 · 120 cos(9069o) = 243038 мм.
Проверка: aw = (d3 + d4) 2 = (76962 + 243038) 2 = 160 мм.
диаметры вершин зубьев:
da = d + 2 · mn(4.12)
da3 = d3 + 2 · mn = 76962 + 2 · 2 = 80962 мм;
da4 = d4 + 2 · mn = 243038 + 2 · 2 = 247038 мм.
ширина колеса: b4 = ba · aw = 04 · 160 = 64 мм;(4.13)
ширина шестерни: b3 = b4 + 5 = 64 + 5 = 69 мм;(4.14)
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
bd = b3 d3 = 69 76962 = 0897(4.15)
Окружная скорость колес будет:
V = 3 · d3 2 = 56316 · 76962 · 10-3 2 = 2167 мc;(4.16)
При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки равен:
KH = KHb · KHa · KHv.(4.17)
Коэффициент KHb=1095 выбираем по таблице 3.5[1] коэффициент KHa=1069 выбираем по таблице 3.4[1] коэффициент KHv=1 выбираем по таблице 3.6[1] тогда:
KH = 1095 · 1069 · 1 = 1171
Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:
H = (270 aw) · ((T2 · KH · (u2 + 1)3) (b4 · u22))12(4.18)
H = (270 160) · ((37242969 · 1171 · (315 + 1)3 (64 · 3152))12 =
Фактическая недогрузка:
H = ( - []H) · 100% [] = (373866 - 417273) · 100% 417273 = -10403% что меньше допустимых 13%.
Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:
Ft3 = Ft4 = 2 · T1 d3 = 2 · 122487446 76962 = 3183063 Н(4.19)
Fr3 = Fr4 = Ft3 · tg() cos() = 3183063 · tg(20o) cos(9069o) = 1173206 Н;(4.20)
Fa3 = Fa4 = F t3 · tg() = 3183063 · tg(9069o) = 508078 Н.(4.21)
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25[1]:
F = Ft · KF · YF · Y · KF (b · mn) [F](4.22)
Здесь коэффициент нагрузки KF = KF · KFv (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF = 1199 по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=11. Таким образом коэффициент KF = 1199 · 11 = 1319. Y - коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3 пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни: Zv3 = z3 cos3() = 38 cos3(9069o) = 39461(4.23)
у колеса: Zv4 = z4 cos3() = 120 cos3(9069o) = 124615(4.24)
Тогда: YF3 = 38; YF4 = 3588
Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:
[F] = oF lim b · KFL [Sf] .(4.25)
KFL - коэффициент долговечности.
KFL = (NFO NF)16(4.26)
где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;
NF = 60 · n · c · t(4.27)
- t - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы ч.
t = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(4.28)
NF(шест.) = 60 · 537778 · 1 · 67744 = 218587396992
NF(кол.) = 60 · 170723 · 1 · 67744 = 69392753472
КFL(шест.) = (4000000 218587396992)16 = 0513
Так как КFL(шест.)10 то принимаем КFL(шест.) = 1
КFL(кол.) = (4000000 69392753472)16 = 0622
Для колеса : oF lim b = 378 МПа.
Коэффициент [SF] безопасности находим по формуле 3.24[1]:
[SF] = [SF]' · [SF]".(4.29)
где для шестерни [SF]' = 175 ;
[SF(шест.)] = 175 · 1 = 175
для колеса [SF]' = 175 ;
[SF(кол.)] = 175 · 1 = 175
Допускаемые напряжения:
для шестерни: [F3] = 414 · 1 175 = 236571 МПа;
для колеса: [F4] = 378 · 1 175 = 216 МПа;
Находим отношения [F] YF :(4.30)
для шестерни: [F3] YF3 = 236571 38 = 62256
для колеса: [F4] YF4 = 216 3588 = 60201
Дальнейший расчет будем вести для колеса для которого найденное отношение меньше.
Определим коэффициенты Y и KF (см.гл.3 пояснения к формуле 3.25[1]):
Y = 1 - 140 = 1 - 9069o 140 = 0935(4.31)
KF = (4 + ( - 1) · (n - 5)) (4 · )(4.32)
Для средних значений торцевого перекрытия = 15 и для 8-й степени точности (n - степень точности) KF = 0917.
Проверяем прочность зуба колеса:
F4 = (Ft · KF · YF3 · Y · KF) (b4 · mn) =
= (3183063 · 1319 · 3588 · 0935 · 0917) (64 · 2) = 100905 МПа
F4 = 100905 МПа [f] = 216 МПа.
Условие прочности выполнено.
Таблица 5. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
Таблица 6. Параметры зубчатой цилиндрической передачи мм.
Угол наклона зубьев град
Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:
Диаметр окружности вершин:
Диаметр окружности впадин:
Допускаемые значения
Контактные напряжения H Hмм2
Напряжения изгиба Hмм2
Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи
термическая обработка: нормализация
[H] = H lim b · KHL [SH](5.1)
H lim b = 2 · HB + 70(5.2)
KHL = (NH0 NH)16(5.3)
где NH0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0 = 10000000;
NH = 60 · n · c · t(5.4)
- n - частота вращения об.мин.; n(шест.) = n2 = 170722 об.мин.; n(колеса) = n3 = 68289 об.мин.
t = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(5.5)
NH(шест.) = 60 · 170722 · 1 · 67744 = 69392347008
NH(кол.) = 60 · 68289 · 1 · 67744 = 27757020096
КHL(шест.) = (10000000 69392347008)16 = 0724
КHL(кол.) = (10000000 27757020096)16 = 0844
для шестерни [ H5 ] = 450 · 1 11 = 409091 МПа;
для колеса [ H6 ] = 390 · 1 11 = 354545 МПа.
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
[ H ] = [ H6 ] = 354545 МПа.
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: ba = b aw = 02 (см. стр.36[1]).
aw = Ka · (u3 + 1) · (T3 · KHb ([ H ] 2 · u32 · ba )) 13(5.6)
aw = 49.5 · (25 + 1) · (898744511 · 125 (3545452 · 252 · 02))13 = 333763 мм.
где для прямозубых колес Кa = 495 передаточное число передачи u3 = 25; T3 = 898744511 Н·мм - вращающий момент на колесе.
Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66: aw = 315 мм .
mn = (0.01 0.02) · aw мм для нас: mn = 315 63 мм принимаем:
по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 35 мм.
Задаемся суммой зубьев:
Z = z5 + z6 = 2 · aw mn = 2 · 315 35 = 180
Числа зубьев шестерни и колеса:
z5 = Z (u3 + 1) = 180 (25 + 1) = 51429(5.7)
z6 = Z - z5 = 180 - 51 = 129(5.8)
Угол наклона зубьев = 0o.
d = mn · z cos()(5.9)
d5 = mn · z5 cos() = 35 · 51 cos(0o) = 1785 мм;
d6 = mn · z6 cos() = 35 · 129 cos(0o) = 4515 мм.
Проверка: aw = (d5 + d6) 2 = (1785 + 4515) 2 = 315 мм.
da = d + 2 · mn(5.10)
da5 = d5 + 2 · mn = 1785 + 2 · 35 = 1855 мм;
da6 = d6 + 2 · mn = 4515 + 2 · 35 = 4585 мм.
ширина колеса: b6 = ba · aw = 02 · 315 = 63 мм;(5.11)
ширина шестерни: b5 = b6 + 5 = 63 + 5 = 68 мм;(5.12)
bd = b5 d5 = 68 1785 = 0381(5.13)
V = 5 · d5 2 = 17878 · 1785 · 10-3 2 = 1596 мc;(5.14)
KH = KHb · KHa · KHv.(5.15)
Коэффициент KHb=104 выбираем по таблице 3.5[1] коэффициент KHa=1 выбираем по таблице 3.4[1] коэффициент KHv=105 выбираем по таблице 3.6[1] тогда:
KH = 104 · 1 · 105 = 1092
H = (310 aw) · ((T3 · KH · (u3 + 1)3) (b6 · u32))12(5.16)
H = (310 315) · ((898744511 · 1092 · (25 + 1)3 (63 · 252))12 =
H = ( - []H) · 100% [] = (321716 - 354545) · 100% 354545 = -9259% что меньше допустимых 13%.
Ft5 = Ft6 = 2 · T2 d5 = 2 · 37242969 1785 = 4172882 Н(5.17)
Fr5 = Fr6 = Ft5 · tg() cos() = 4172882 · tg(20o) cos(0o) = 1518805 Н;(5.18)
Fa5 = Fa6 = F t5 · tg() = 4172882 · tg(0o) = 0 Н.(5.19)
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.22[1]:
F = Ft · KF · YF (b · mn) [F](5.20)
Здесь коэффициент нагрузки KF = KF · KFv (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF = 1067 по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=125. Таким образом коэффициент KF = 1067 · 125 = 1334. Y - коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3 пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни: Zv5 = z5 cos3() = 51 cos3(0o) = 51(5.21)
у колеса: Zv6 = z6 cos3() = 129 cos3(0o) = 129(5.22)
Тогда: YF5 = 3656; YF6 = 3586
[F] = oF lim b · KFL [Sf] .(5.23)
KFL = (NFO NF)16(5.24)
NF = 60 · n · c · t(5.25)
t = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(5.26)
NF(шест.) = 60 · 170722 · 1 · 67744 = 69392347008
NF(кол.) = 60 · 68289 · 1 · 67744 = 27757020096
КFL(шест.) = (4000000 69392347008)16 = 0622
КFL(кол.) = (4000000 27757020096)16 = 0724
Для колеса : oF lim b = 288 МПа.
[SF] = [SF]' · [SF]".(5.27)
для шестерни: [F5] = 342 · 1 175 = 195429 МПа;
для колеса: [F6] = 288 · 1 175 = 164571 МПа;
Находим отношения [F] YF :(5.28)
для шестерни: [F5] YF5 = 195429 3656 = 53454
для колеса: [F6] YF6 = 164571 3586 = 45893
F6 = (Ft · KF · YF5) (b6 · mn) =
= (4172882 · 1334 · 3586) (63 · 35) = 9053 МПа
F6 = 9053 МПа [f] = 164571 МПа.
Таблица 7. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
Таблица 8. Параметры зубчатой цилиндрической передачи мм.
Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
dв (16 · Tк ( · [к]))13(6.1)
dв (16 · 122487446 (3142 · 20))13 = 31478 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 40 мм.
Под 2-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d2 = 45 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 40 мм.
Под 4-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d4 = 36 мм.
dв (16 · 37242969 (3142 · 20))13 = 45603 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 50 мм.
Под 2-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d2 = 55 мм.
Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d3 = 60 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 50 мм.
dв (16 · 898744511 (3142 · 20))13 = 61168 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d1 = 65 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 70 мм.
Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d3 = 75 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 70 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Таблица 9. Диаметры валов мм.
Диаметры валов по сечениям
Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала:
Под 2-м элементом (ведущим) диаметр вала:
Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала:
Под 4-м элементом (ведомым) диаметр вала:
Под 3-м элементом (ведомым) диаметр вала:
Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала:
Под свободным (присоединительным) концом вала:
Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала:
Таблица 10. Длины участков валов мм.
Длины участков валов между
Конструктивные размеры шестерен и колёс
dступ = (15 18) · dвала = (15 18) · 38 = 57 684 мм.(7.1)
Принимаем: dступ = 57 мм.
Lступ = (12 15) · dвала = (12 15) · 38 = 456 57 мм(7.2)
Длину ступицы исходя из конструктивных соображений принимаем равной ширине шкива: Lступ = 65 мм.
Толщина обода:о = (11 13) · h = (11 13) · 87 = 957 1131 мм(7.3)
Принимаем: о = 10 мм.
где h = 87 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = d1 - 2 · (o + h) = 160 - 2 · (10 + 87) = 1226 мм(7.4)
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.)(7.5)
DC отв. = 05 · (1226 + 57) = 898 мм90 мм
где Doбода = 1226 мм - внутренний диаметр обода.
Dотв. = (Doбода - dступ.) 4 (7.6)
Dотв. = (1226 - 57) 4 = 164 мм16 мм.
dступ = (15 18) · dвала = (15 18) · 36 = 54 648 мм.(7.7)
Принимаем: dступ = 54 мм.
Lступ = (12 15) · dвала = (12 15) · 36 = 432 54 мм(7.8)
Толщина обода:о = (11 13) · h = (11 13) · 87 = 957 1131 мм(7.9)
Dобода = d2 - 2 · (o + h) = 280 - 2 · (10 + 87) = 2426 мм(7.10)
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.)(7.11)
DC отв. = 05 · (2426 + 54) = 1483 мм148 мм
где Doбода = 2426 мм - внутренний диаметр обода.
Dотв. = (Doбода - dступ.) 4 (7.12)
Dотв. = (2426 - 54) 4 = 4715 мм47 мм.
dступ = (15 18) · dвала(7.13)
dступ = (15 18) · 45 = 675 81 мм. Принимаем dступ = 68 мм.
Lступ = (08 15) · dвала(7.14)
Lступ = (08 15) · 45 = 36 675 мм. Длину ступицы исходя из конструктивных соображений принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b3 = 69 мм.
n = 05 · mn = 05 · 2 = 1 мм(7.15)
dступ = (15 18) · dвала(7.16)
dступ = (15 18) · 60 = 90 108 мм. Принимаем dступ = 90 мм.
Lступ = (08 15) · dвала(7.17)
Lступ = (08 15) · 60 = 48 90 мм. Длину ступицы исходя из конструктивных соображений принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b4 = 64 мм.
о = (25 4) · mn(7.18)
о = (25 4) · 2 = 5 8 мм
здесь: mn = 2 мм - модуль нормальный. Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм то принимаем: о = 8 мм.
С = (02 03) · b4(7.19)
C = (02 03) · 64 = 128 192 мм здесь b4 = 64 мм - ширина зубчатого венца.
Принимаем: С = 13 мм.
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 13 = 104 мм10 мм.(7.20)
Dобода = Da4 - 2 · (2 · mn + o)(7.21)
Dобода = 247038 - 2 · (2 · 2 + 8) = 223038 мм223 мм.
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (223 + 90) = 1565 мм157 мм.(7.22)
Dотв. = (Doбода - dступ.) 4 = (223 - 90) 4 = 3325 мм33 мм.(7.23)
n = 05 · mn = 05 · 2 = 1 мм(7.24)
dступ = (15 18) · dвала(7.25)
dступ = (15 18) · 55 = 825 99 мм. Принимаем dступ = 82 мм.
Lступ = (08 15) · dвала(7.26)
Lступ = (08 15) · 55 = 44 825 мм. Длину ступицы исходя из конструктивных соображений принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b5 = 68 мм.
о = (25 4) · mn(7.27)
о = (25 4) · 35 = 875 14 мм
здесь: mn = 35 мм - модуль нормальный. Принимаем: о = 9 мм.
С = (02 03) · b5(7.28)
C = (02 03) · 68 = 136 204 мм здесь b5 = 68 мм - ширина зубчатого венца.
Принимаем: С = 14 мм.
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 14 = 112 мм11 мм.(7.29)
Dобода = Da5 - 2 · (2 · mn + o)(7.30)
Dобода = 1855 - 2 · (2 · 35 + 9) = 1535 мм154 мм.
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (154 + 82) = 118 мм119 мм.(7.31)
Dотв. = (Doбода - dступ.) 4 = (154 - 82) 4 = 18 мм(7.32)
n = 05 · mn = 05 · 35 = 175 мм(7.33)
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 2 мм.
dступ = (15 18) · dвала(7.34)
dступ = (15 18) · 75 = 1125 135 мм. Принимаем dступ = 112 мм.
Lступ = (08 15) · dвала(7.35)
Lступ = (08 15) · 75 = 60 1125 мм. Длину ступицы исходя из конструктивных соображений принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b6 = 63 мм.
о = (25 4) · mn(7.36)
С = (02 03) · b6(7.37)
C = (02 03) · 63 = 126 189 мм здесь b6 = 63 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 13 = 104 мм10 мм.(7.38)
Dобода = Da6 - 2 · (2 · mn + o)(7.39)
Dобода = 4585 - 2 · (2 · 35 + 9) = 4265 мм426 мм.
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (426 + 112) = 269 мм270 мм.(7.40)
Dотв. = (Doбода - dступ.) 4 = (426 - 112) 4 = 785 мм78 мм.(7.41)
n = 05 · mn = 05 · 35 = 175 мм(7.42)
Выбор муфты на выходном валу привода
В виду того что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала.
Диаметры соединяемых валов:
d(выход. вала) = 65 мм;
d(вала потребит.) = 65 мм;
Передаваемый крутящий момент через муфту:
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
Tр = kр · T = 15 · 898745 = 1348117 Н·м(8.1)
здесь kр = 15 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].
Частота вращения муфты:
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 2000-65-I.1-65-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.
см. = 2 · 103 · Tр (zc · Do · dп · lвт)(8.2)
см. = 2 · 103 · 1348117 (10 · 181 · 24 · 44) = 1411 МПа [см] = 18МПа
здесь zc=10 - число пальцев; Do=181 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=24 мм - диаметр пальца; lвт=44 мм - длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты изготовленные из стали 45:
и = 2 · 103 · Tр · (05 · lвт + с) (zc · Do · 01 · dп3)(8.3)
и = 2 · 103 · 1348117 · (05 · 44 + 4) (10 · 181 · 01 · 243)
= 28017 МПа [и] = 80МПа
здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.
Условие прочности выполняется.
Радиальная сила с которой муфта упругая втулочно-пальцевая действует на вал равна:
где: Сr = 5400 Нмм - радиальная жёсткость данной муфты; r = 04 мм - радиальное смещение. Тогда:
Fм = 5400 · 04 = 2160 Н.
Муфта упругая втулочно-пальцевая 2000-65-I.1-65-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Проверка прочности шпоночных соединений
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 10x8. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
см = 2 · T(двиг.) (dвала · (l - b) · (h - t1))(9.1)
см = 2 · 71599799 (38 · (56 - 10) · (8 - 5)) = 27307 МПа [см]
где T(двиг.) = 71599799 Н·мм - момент на валу двигателя; dвала = 38 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 10 мм - ширина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
ср = 2 · T(двиг.) (dвала · (l - b) · b)(9.2)
ср = 2 · 71599799 (38 · (56 - 10) · 10) = 8192 МПа [ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 06 · [см] = 06 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
см = 2 · T1 (dвала · (l - b) · (h - t1))(9.3)
см = 2 · 122487446 (36 · (56 - 10) · (8 - 5)) = 49311 МПа [см]
где T1 = 122487446 Н·мм - момент на валу; dвала = 36 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 10 мм - ширина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
ср = 2 · T1 (dвала · (l - b) · b)(9.4)
ср = 2 · 122487446 (36 · (56 - 10) · 10) = 14793 МПа [ср]
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
см = 2 · T1 (dвала · (l - b) · (h - t1))(9.5)
см = 2 · 122487446 (45 · (63 - 14) · (9 - 55)) = 31743 МПа [см]
где T1 = 122487446 Н·мм - момент на валу; dвала = 45 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; t1 = 55 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
ср = 2 · T1 (dвала · (l - b) · b)(9.6)
ср = 2 · 122487446 (45 · (63 - 14) · 14) = 7936 МПа [ср]
Для данного элемента подбираем две шпонки расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечений шпонок пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
см = T2 (dвала · (l - b) · (h - t1))(9.7)
см = 37242969 (60 · (56 - 18) · (11 - 7)) = 40837 МПа [см]
где T2 = 37242969 Н·мм - момент на валу; dвала = 60 мм - диаметр вала; h = 11 мм - высота шпонки; b = 18 мм - ширина шпонки; t1 = 7 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
ср = T2 (dвала · (l - b) · b)(9.8)
ср = 37242969 (60 · (56 - 18) · 18) = 9075 МПа [ср]
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
см = 2 · T2 (dвала · (l - b) · (h - t1))(9.9)
см = 2 · 37242969 (55 · (63 - 16) · (10 - 6)) = 72037 МПа [см]
где T2 = 37242969 Н·мм - момент на валу; dвала = 55 мм - диаметр вала; h = 10 мм - высота шпонки; b = 16 мм - ширина шпонки; t1 = 6 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
ср = 2 · T2 (dвала · (l - b) · b)(9.10)
ср = 2 · 37242969 (55 · (63 - 16) · 16) = 18009 МПа [ср]
Для данного элемента подбираем две шпонки расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонок пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
см = T3 (dвала · (l - b) · (h - t1))(9.11)
см = 898744511 (75 · (56 - 20) · (12 - 75)) = 73971 МПа [см]
где T3 = 898744511 Н·мм - момент на валу; dвала = 75 мм - диаметр вала; h = 12 мм - высота шпонки; b = 20 мм - ширина шпонки; t1 = 75 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
ср = T3 (dвала · (l - b) · b)(9.12)
ср = 898744511 (75 · (56 - 20) · 20) = 16643 МПа [ср]
Таблица 12. Соединения элементов передач с валами.
Ведущий элемент передачи
Ведомый элемент передачи
-я клиноременная передача
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 10x8
-я зубчатая цилиндрическая передача
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 14x9
Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 18x11
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 16x10
Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 20x12
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:
= 0.025 · aw (тихоходная ступень) + 3 = 0.025 · 315 + 3 = 10875 мм(10.1)
Округляя в большую сторону получим = 11 мм.
= 0.02 · aw (тихоходная ступень) + 3 = 0.02 · 315 + 3 = 93 мм(10.2)
Округляя в большую сторону получим 1 = 10 мм.
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
b = 1.5 · = 1.5 · 11 = 165 мм.(10.3)
Округляя в большую сторону получим b = 17 мм.
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
b1 = 1.5 · 1 = 1.5 · 10 = 15 мм.(10.4)
Толщина нижнего пояса корпуса:
без бобышки: p = 2.35 · = 2.35 · 11 = 2585 мм(10.5)
округляя в большую сторону получим p = 26 мм.
при наличии бобышки: p1 = 1.5 · = 1.5 · 11 = 165 мм(10.6)
округляя в большую сторону получим p1 = 17 мм.
p2 = (225 275) · = 2.65 · 11 = 2915 мм. (10.7)
округляя в большую сторону получим p2 = 30 мм.
Толщина рёбер основания корпуса: m = (085 1) · = 0.9 · 11 = 99 мм.(10.8)
Округляя в большую сторону получим m = 10 мм.
Толщина рёбер крышки: m1 = (085 1) · 1 = 0.9 · 10 = 9 мм.(10.9)
Диаметр фундаментных болтов (их число 4):
d1 = (003 0036) · aw (тихоходная ступень) + 12(10.10)
d1 = (003 0036) · 315 + 12 = 2145 2334 мм.
Принимаем d1 = 24 мм.
d2 = (07 075) · d1 = (07 075) · 24 = 168 18 мм.(10.11)
Принимаем d2 = 16 мм.
соединяющих основание корпуса с крышкой:
d3 = (05 06) · d1 = (05 06) · 24 = 12 144 мм.(10.12)
Принимаем d3 = 16 мм.
Размеры определяющие положение болтов d2(см. рис. 10.18[1]):
e (1 12) · d2 = (1 1.2) · 16 = 16 192 = 17 мм;(10.13)
q 05 · d2 + d4 = 05 · 16 + 5 = 13 мм;(10.14)
где крепление крышки подшипника d4 = 5 мм.
Высоту бобышки hб под болт d2 выбирают конструктивно так чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб.
Расчёт реакций в опорах
Силы действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx2 = Ft3 = 1173206 H
Fy2 = -F = -3183063 H
Fz2 = -Fa3 = -508078 H
Fx4 = Fв = 2025309 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 3 по схеме) выводим:
Rx1 = ((-Fa2 · cos(2) · d3(2-я передача) 2) - Fx2 · L2 + Fx4 · L3) (L1 + L2)(11.1)
Rx1 = ((-(-508078) * (cos(180) * 76962 2)) - 1173206 * 70 + 2025309 * 80) (140 + 70) = 287376 H
Ry1 = ((-Fa2 · sin(2) · d3(2-я передача) 2) - Fy2 · L2) (L1 + L2)(11.2)
Ry1 = ((-(-508078) * sin(180) * 76962 2) - (-3183063) * 70) (140 + 70) = 1061021 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y выводим:
Rx3 = (-Rx1) - Fx2 - Fx4(11.3)
Rx3 = (-287376) - 1173206 - 2025309 = -3485891 H
Ry3 = (-Ry1) - Fy2(11.4)
Ry3 = (-1061021) - (-3183063) = 2122042 H
Суммарные реакции опор:
Fx2 = Ft5 = 1518805 H
Fy2 = r5 = 4172882 H
Fx3 = -Fr4 = -1173206 H
Fy3 = Ft4 = 3183063 H
Fz3 = Fa4 = 508078 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме) выводим:
Rx1 = ((-Fa3 · cos(3) · d4(2-я передача) 2) - Fx2 · (L2 + L3) - Fx3 · L3) (L1 + L2 + L3)(11.7)
Rx1 = ((-508078 * cos(0) * 243038 2) - 1518805 * (70 + 70) - (-1173206) * 70) (70 + 70 + 70) = -915473 H
Ry1 = ((-Fy2 · (L2 + L3)) - Fy3 · L3) (L1 + L2 + L3)(11.8)
Ry1 = ((-4172882 * (70 + 70)) - 3183063 * 70) (70 + 70 + 70) = -3842942 H
Rx4 = (-Rx1) - Fx2 - Fx3(11.9)
Rx4 = (-(-915473)) - 1518805 - (-1173206) = 569874 H
Ry4 = (-Ry1) - Fy2 - Fy3(11.10)
Ry4 = (-(-3842942)) - 4172882 - 3183063 = -3513003 H
Fx3 = -Fr6 = -1518805 H
Fy3 = -Ft6 = -4172882 H
Rx2 = (-Fx3 · L3) (L2 + L3)(11.13)
Rx2 = (-(-1518805) * 140) (70 + 140) = 1012537 H
Ry2 = (-Fy3 · L3) (L2 + L3)(11.14)
Ry2 = (-(-4172882) * 140) (70 + 140) = 2781921 H
Rx4 = (-Rx2) - Fx3(11.15)
Rx4 = (-1012537) - (-1518805) = 506268 H
Ry4 = (-Ry2) - Fy3(11.16)
Ry4 = (-2781921) - (-4172882) = 1390961 H
Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки "Выбор муфт"):
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме) получаем:
R2муфт. = - (Fмуфт. * (L1 + L2 + L3)) (L2 + L3)(11.19)
R2муфт. = - (2160 * (130 + 70 + 140)) (70 + 140) = -3497143 H
Из условия равенства суммы сил нулю получаем:
R4муфт. = - Fмуфт. + R1(11.20)
R4муфт. = - 2160 + 3497143 = 1337143 H
Построение эпюр моментов на валах
M = (Mx12 + My12)12 = (02 + 02)12 = 0 H · мм(12.1)
Mx = 1061021 * 140 = 14854294 H · мм
My1 = Rx1 · L1(12.3)
My1 = 287376 * 140 = 40232634 H · мм
My2 = Rx1 · L1 + Fa2 · cos(2) · d3(2-я передача) 2(12.4)
My2 = 287376 * 140 + (-508078) * (cos(180) * 76962 2) = 59783983 H · мм
M1 = (Mx12 + My12)12 = (148542942 + 402326342)12 = 153894996 H · мм(12.5)
M2 = (Mx22 + My22)12 = (148542942 + 597839832)12 = 160122234 H · мм(12.6)
My = Rx1 · (L1 + L2) + Fa2 · cos(2) · d3(2-я передача) 2 + Fx2 · L2(12.7)
My = 287376 * (140 + 70) + (-508078) * (cos(180) * 76962 2) + 1173206 * 70 = 16202472 H · мм
M = (Mx12 + My12)12 = (02 + 162024722)12 = 16202472 H · мм(12.8)
M = (Mx12 + My12)12 = (02 + 02)12 = 0 H · мм(12.9)
M = (Mx12 + My12)12 = (02 + 02)12 = 0 H · мм(12.10)
Mx = Ry1 · L1(12.11)
Mx = (-3842942) * 70 = -269005963 H · мм
My = Rx1 · L1(12.12)
My = (-915473) * 70 = -64083137 H · мм
M = (Mx12 + My12)12 = (-2690059632 + -640831372)12 = 276533645 H · мм(12.13)
Mx = Ry1 · (L1 + L2) + Fy2 · L2(12.14)
Mx = (-3842942) * (70 + 70) + 4172882 * 70 = -245910187 H · мм
My1 = Rx1 · (L1 + L2) + Fx2 · L2(12.15)
My1 = (-915473) * (70 + 70) + 1518805 * 70 = -21849924 H · мм
My2 = Rx1 · (L1 + L2) + Fx2 · L2 + Fa3 · cos(3) · d4(2-я передача) 2(12.16)
My2 = (-915473) * (70 + 70) + 1518805 * 70 + 508078 * cos(0) * 243038 2 = 39891207 H · мм
M1 = (Mx12 + My12)12 = (-2459101872 + -218499242)12 = 246878997 H · мм(12.17)
M2 = (Mx22 + My22)12 = (-2459101872 + 398912072)12 = 249124724 H · мм(12.18)
M = (Mx12 + My12)12 = (02 + 02)12 = 0 H · мм(12.19)
M = (Mx12 + My12)12 + Mмуфт. = (02 + 02)12 + 0 = 0 H · мм(12.20)
Mмуфт. = Fмуфт. · L1(12.21)
Mмуфт. = 2160 * 130 = 280800 H · мм
M = (Mx12 + My12)12 + Mмуфт. = (02 + 02)12 + 280800 = 280800 H · мм(12.22)
Mx = Ry2 · L2(12.23)
Mx = 2781921 * 70 = 194734493 H · мм
My = Rx2 · L2(12.24)
My = 1012537 * 70 = 70877567 H · мм
Mмуфт. = Fмуфт. · (L1 + L2) - R1 · L2(12.25)
Mмуфт. = 2160 * (130 + 70) - 3497143 * 70 = 18719999 H · мм
M = (Mx12 + My12)12 + Mмуфт. = (1947344932 + 708775672)12 + 18719999 = 394432112 H · мм(12.26)
Mмуфт. = Fмуфт. · (L1 + L2 + L3) - R1 · (L2 + L3)(12.27)
Mмуфт. = 2160 * (130 + 70 + 140) - 3497143 * (70 + 140) = 0 H · мм
M = (Mx12 + My12)12 + Mмуфт. = (02 + 02)12 + 0 = 0 H · мм(12.28)
Проверка долговечности подшипников
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 408 тяжелой серии со следующими параметрами:
d = 40 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 110 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 637 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 365 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Осевая сила действующая на вал: Fa = -508078 Н.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr2 + Y · Pa) · Кб · Кт(13.1)
где - Pr2 = 4080992 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 508078 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa Co = 508078 36500 = 0014; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 019.
Отношение Fa (Pr2 · V) = 508078 (4080992 · 1) = 0124 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 4080992 + 0 · 508078) · 16 · 1 = 6529587 H.
Расчётная долговечность млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C Рэ)3 = (63700 6529587)3 = 928456 млн. об.(13.2)
Расчётная долговечность ч.:
Lh = L · 106 (60 · n1) = 928456 · 106 (60 · 537778) = 28774451 ч(13.3)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]) здесь n1 = 537778 обмин - частота вращения вала.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 210 легкой серии со следующими параметрами:
d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 90 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 351 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 198 кН - статическая грузоподъёмность.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.
Осевая сила действующая на вал: Fa = 508078 Н.
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт(13.4)
где - Pr1 = 3950481 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 508078 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa Co = 508078 19800 = 0026; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0215.
Отношение Fa (Pr1 · V) = 508078 (3950481 · 1) = 0129 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 3950481 + 0 · 508078) · 16 · 1 = 632077 H.
L = (C Рэ)3 = (35100 632077)3 = 171242 млн. об.(13.5)
Lh = L · 106 (60 · n2) = 171242 · 106 (60 · 170723) = 16717334 ч(13.6)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]) здесь n2 = 170723 обмин - частота вращения вала.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 114 особолегкой серии со следующими параметрами:
d = 70 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
C = 377 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 245 кН - статическая грузоподъёмность.
Pr1 = R1 + R1(муфт.) = 2960459 + 3497143 = 6457602 H;(13.7)
Pr2 = R2 + R2(муфт.) = 1480229 + 1337143 = 2817372 H.(13.8)
Здесь R1(муфт.) и R2(муфт.) - реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".
Осевая сила действующая на вал: Fa = 0 Н.
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт(13.9)
где - Pr1 = 6457602 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa Co = 0 24500 = 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 019.
Отношение Fa (Pr1 · V) = 0 (6457602 · 1) = 0 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 6457602 + 0 · 0) · 16 · 1 = 10332163 H.
L = (C Рэ)3 = (37700 10332163)3 = 48579 млн. об.(13.10)
Lh = L · 106 (60 · n3) = 48579 · 106 (60 · 68289) = 11856229 ч(13.11)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]) здесь n3 = 68289 обмин - частота вращения вала.
Таблица 13. Подшипники.
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 408тяжелой серии
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 210легкой серии
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 114особолегкой серии
Уточненный расчёт валов
Крутящий момент на валу Tкр. = 122487446 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности b = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
-1 = 043 · b = 043 · 780 = 3354 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
-1 = 058 · -1 = 058 · 3354 = 194532 МПа.
Диаметр вала в данном сечении D = 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14 мм глубина шпоночной канавки t1 = 55 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
S = -1 ((k ( · )) · v + · m) где:(14.1)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
v = Mизг. Wнетто = 160122234 7611295 = 21037 МПа(14.2)
Wнетто = · D3 32 - b · t1 · (D - t1)2 (2 · D)(14.3)
Wнетто = 3142 · 453 32 - 14 · 55 · (45 - 55)2 (2 · 45) = 7611295 мм3
где b=14 мм - ширина шпоночного паза; t1=55 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
m = Fa ( · D2 4) = 508078 (3142 · 452 4) = 0319 МПа(14.4)
здесь: Fa = 508078 МПа - продольная сила
- = 02 - см. стр. 164[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1];
- k = 18 - находим по таблице 8.5[1];
- = 085 - находим по таблице 8.8[1];
S = 3354 ((18 (085 · 097)) · 21037 + 02 · 0319) = 7293.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
S = -1 ((k (t · )) · v + t · m) где:(14.5)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
v = m = max 2 = 05 · Tкр. Wк нетто(14.6)
v = m = max 2 = 05 · 122487446 165574713699 МПа
Wк нетто = · D3 16 - b · t1 · (D - t1)2 (2 · D)(14.7)
Wк нетто = 3142 · 453 16 - 14 · 55 · (45 - 55)2 (2 · 45) = 16557471 мм3
- t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1].
- k = 17 - находим по таблице 8.5[1];
- = 073 - находим по таблице 8.8[1];
S = 194532 ((17 (073 · 097)) · 3699 + 01 · 3699) = 2103.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = S · S (S2 + S2)12 = 7293 · 2103 (72932 + 21032)12 = 689(14.8)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 25. Сечение проходит по прочности.
Диаметр вала в данном сечении D = 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
S = -1 ((k ( · )) · v + · m) где:(14.9)
v = Mизг. Wнетто = 16202472 6283185 = 25787 МПа(14.10)
Wнетто = · D3 32 = 3142 · 403 32 = 6283185 мм3(14.11)
m = Fa ( · D2 4) = 508078 (3142 · 402 4) = 0404 МПа(14.12)
- k = 3102 - находим по таблице 8.7[1];
S = 3354 ((3102 097) · 25787 + 02 · 0404) = 4063.
S = -1 ((k (t · )) · v + t · m) где:(14.13)
v = m = max 2 = 05 · Tкр. Wк нетто(14.14)
v = m = max 2 = 05 · 122487446 125663714874 МПа
Wк нетто = · D3 16 = 3142 · 403 16 = 12566371 мм3(14.15)
- k = 2202 - находим по таблице 8.7[1];
S = 194532 ((2202 097) · 4874 + 01 · 4874) = 1684.
S = S · S (S2 + S2)12 = 4063 · 1684 (40632 + 16842)12 = 395(14.16)
Крутящий момент на валу Tкр. = 37242969 H·мм.
Диаметр вала в данном сечении D = 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 16 мм глубина шпоночной канавки t1 = 6 мм.
S = -1 ((k ( · )) · v + · m) где:(14.17)
v = Mизг. Wнетто = 276533645 14238409 = 19422 МПа(14.18)
Wнетто = · D3 32 - b · t1 · (D - t1)2 (2 · D)(14.19)
Wнетто = 3142 · 553 32 - 16 · 6 · (55 - 6)2 (2 · 55) = 14238409 мм3
где b=16 мм - ширина шпоночного паза; t1=6 мм - глубина шпоночного паза;
m = Fa ( · D2 4) = 508078 (3142 · 552 4) = 0214 МПа(14.20)
- = 082 - находим по таблице 8.8[1];
S = 3354 ((18 (082 · 097)) · 19422 + 02 · 0214) = 7624.
S = -1 ((k (t · )) · v + t · m) где:(14.21)
v = m = max 2 = 05 · Tкр. Wк нетто(14.22)
v = m = max 2 = 05 · 37242969 305722376091 МПа
Wк нетто = · D3 16 - b · t1 · (D - t1)2 (2 · D)(14.23)
Wк нетто = 3142 · 553 16 - 16 · 6 · (55 - 6)2 (2 · 55) = 30572237 мм3
- = 07 - находим по таблице 8.8[1];
S = 194532 ((17 (07 · 097)) · 6091 + 01 · 6091) = 12266.
S = S · S (S2 + S2)12 = 7624 · 12266 (76242 + 122662)12 = 6475(14.24)
Диаметр вала в данном сечении D = 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 18 мм глубина шпоночной канавки t1 = 7 мм.
S = -1 ((k ( · )) · v + · m) где:(14.25)
v = Mизг. Wнетто = 249124724 1530685 = 16275 МПа(14.26)
Wнетто = · D3 32 - b · t1 · (D - t1)2 D(14.27)
Wнетто = 3142 · 603 32 - 18 · 7 · (60 - 7)2 60 = 1530685 мм3
где b=18 мм - ширина шпоночного паза; t1=7 мм - глубина шпоночного паза;
m = Fa ( · D2 4) = 508078 (3142 · 602 4) = 018 МПа(14.28)
S = 3354 ((18 (082 · 097)) · 16275 + 02 · 018) = 9098.
S = -1 ((k (t · )) · v + t · m) где:(14.29)
v = m = max 2 = 05 · Tкр. Wк нетто(14.30)
v = m = max 2 = 05 · 37242969 3651260151 МПа
Wк нетто = · D3 16 - b · t1 · (D - t1)2 D(14.31)
Wк нетто = 3142 · 603 16 - 18 · 7 · (60 - 7)2 60 = 36512601 мм3
S = 194532 ((17 (07 · 097)) · 51 + 01 · 51) = 1465.
S = S · S (S2 + S2)12 = 9098 · 1465 (90982 + 14652)12 = 7729(14.32)
Крутящий момент на валу Tкр. = 898744511 H·мм.
Диаметр вала в данном сечении D = 65 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
S = -1 ((k (t · )) · v + t · m) где:(14.33)
v = m = max 2 = 05 · Tкр. Wк нетто(14.34)
v = 05 · 898744511 50662 = = 887 МПа
Wк нетто = · D3 16 - b · t1 · (D - t1)2 (2 · D)(14.35)
Wк нетто = 3142 · 653 16 - 18 · 7 · (65 - 7)2 (2 · 65) = 50662 мм3
S = 194532 ((17 (07 · 097)) · 887 + 01 · 887) = 8423.
Радиальная сила муфты действующая на вал найдена в разделе "Выбор муфт" и равна Fмуфт. = 288 Н. Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 288 мм Находим изгибающий момент в сечении:
Mизг. = Tмуфт. · l 2 = 2160 · 288 2 = 311040 Н·мм.(14.36)
S = -1 ((k ( · )) · v + · m) где:(14.37)
v = Mизг. Wнетто = 94802137 23700754 = 13124 МПа(14.38)
Wнетто = · D3 32 - b · t1 · (D - t1)2 (2 · D)(14.39)
Wнетто = 3142 · 653 32 - 18 · 7 · (65 - 7)2 (2 · 65) = 23700754 мм3
m = Fa ( · D2 4) = 0 (3142 · 652 4) = 0 МПа где(14.40)
Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении
S = 3354 ((18 (082 · 097)) · 13124 + 02 · 0) = 11293.
S = S · S (S2 + S2)12 = 11293 · 8423 (112932 + 84232)12 = 6752(14.41)
Диаметр вала в данном сечении D = 70 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
S = -1 ((k ( · )) · v + · m) где:(14.42)
v = Mизг. Wнетто = 280800 33673946 = 8339 МПа(14.43)
Wнетто = · D3 32 = 3142 · 703 32 = 33673946 мм3(14.44)
m = Fa ( · D2 4) = 0 (3142 · 702 4) = 0 МПа(14.45)
здесь: Fa = 0 МПа - продольная сила
S = 3354 ((3102 097) · 8339 + 02 · 0) = 12577.
S = -1 ((k (t · )) · v + t · m) где:(14.46)
v = m = max 2 = 05 · Tкр. Wк нетто(14.47)
v = m = max 2 = 05 · 898744511 673478936672 МПа
Wк нетто = · D3 16 = 3142 · 703 16 = 67347893 мм3(14.48)
S = 194532 ((2202 097) · 6672 + 01 · 6672) = 12302.
S = S · S (S2 + S2)12 = 12577 · 12302 (125772 + 123022)12 = 8794(14.49)
Диаметр вала в данном сечении D = 75 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 20 мм глубина шпоночной канавки t1 = 75 мм.
S = -1 ((k ( · )) · v + · m) где:(14.50)
v = Mизг. Wнетто = 394432112 32304981 = 1221 МПа(14.51)
Wнетто = · D3 32 - b · t1 · (D - t1)2 D(14.52)
Wнетто = 3142 · 753 32 - 20 · 75 · (75 - 75)2 75 = 32304981 мм3
где b=20 мм - ширина шпоночного паза; t1=75 мм - глубина шпоночного паза;
m = Fa ( · D2 4) = 0 (3142 · 752 4) = 0 МПа(14.53)
- = 076 - находим по таблице 8.8[1];
S = 3354 ((18 (076 · 097)) · 1221 + 02 · 0) = 1125.
S = -1 ((k (t · )) · v + t · m) где:(14.54)
v = m = max 2 = 05 · Tкр. Wк нетто(14.55)
v = m = max 2 = 05 · 898744511 737224636095 МПа
Wк нетто = · D3 16 - b · t1 · (D - t1)2 D(14.56)
Wк нетто = 3142 · 753 16 - 20 · 75 · (75 - 75)2 75 = 73722463 мм3
- = 065 - находим по таблице 8.8[1];
S = 194532 ((17 (065 · 097)) · 6095 + 01 · 6095) = 11414.
S = S · S (S2 + S2)12 = 1125 · 11414 (11252 + 114142)12 = 8012(14.57)
Тепловой расчёт редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 073 мм2 (здесь учитывалась также площадь днища потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).
По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:
t = tм - tв = Pтр · (1 - ) (Kt · A) [t](15.1)
где Ртр = 7258 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм - температура масла; tв - температура воздуха.
Считаем что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт(м2·oC). Тогда:
t = 7258 · (1 - 0868) (15 · 073) = 87494o > [t]
где [t] = 50oС - допускаемый перепад температур.
Для уменьшения t следует соответственно увеличить теплоотдающую поверхность корпуса редуктора пропорционально отношению:
t [t] = 87494 50 = 175 сделав корпус ребристым.
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров коррозии и лучшего отвода теплоты поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Для смазывания передачи применяем картерную систему. В корпус редуктора заливается масло так чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Масло заливается внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 025 · 7258 = 1814 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H = 321716 МПа и скорости v = 1596 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 40 · 10-6 мс2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75*).
Для слива масла используется сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой для замера уровня масла используем щуп и для вентиляции картера используем пробку–отдушину.
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически ею пополняются.
Посадки элементов передач на валы - Н7р6 что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадка муфты на выходной вал редуктора - Н8h8.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем пользуясь данными таблицы 8.11[1].
Технология сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика сопротивление материалов материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера который состоит как из простых стандартных деталей так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструкторских технологических экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей была освоена методика выбора элементов привода получены навыки проектирования позволяющие обеспечить необходимый технический уровень надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки полученные в ходе выполнения курсового проекта будут востребованы при выполнении как курсовых проектов так и дипломного проекта.
Можно отметить что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель который удовлетворяет заданные требования.
Список использованной литературы
П.Ф. Дунаев О.П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин.- М Высшая школа 1998.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие. Калининград: Янтарный сказ 1999.
Воробьева В.В. Детали машин: общие требования к выполнению оформлению и защите курсового проекта. Пермь ПГТУ 2002

А3 Чертеж 1го вала.cdw

кроме места указанного особо
**Размер обеспечивающий инстр
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Сталь45 ГОСТ 1050-88

А1Чертеж СБ вид сбоку.cdw

А1 Чертеж СБ вид сверху.cdw