Проектирование привода конвейера

пз_кон_цил.doc

Кинематическая схема и исходные данные
Краткое описание привода
Подбор электродвигателя и кинематический расчет
Определение мощности
Определение частоты вращения приводного вала
Кинематический расчет
Расчет зубчатых колес редуктора
Выбор материала и определение допускаемых напряжений зубчатых колес редуктора
Расчет цилиндрической передачи
Расчет конической передачи
Выбор и расчет муфты
Предварительный расчет валов
Конструктивные размеры зубчатых колес
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Выбор и проверка долговечности подшипников качения
Подбор и проверочный расчет шпонок
Уточненный расчет валов
Выбор смазочных материалов и описание системы смазки
Список используемой литературы
Исходные данные для проектирования:
окружное усилие на барабане F=37 кН;
окружная скорость барабана V=1 мс;
диаметр барабана D=225 мм;
срок работы Lh=5 лет часов;
Ширина ленты не менее 300 мм длина конвейера не менее 10 м.
Краткое описание привода
Привод состоит из двигателя редуктора упругой и предохранительной муфты. В данном проекте рассматривается двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор.
Подбор электродвигателя и кинематический расчет
1 Определение мощности
Здесь и далее все расчетные формулы и значения берутся из учебника [2] кроме указанных.
Pвых=F·V (1.1) [1] где
F – окружное усилие на барабане кН;
V – окружная скорость барабана мс.
Потери энергии происходят в зацеплении зубчатых колес с учетом потерь в подшипниках в зацеплении конических колес в соединительных муфтах в опорах приводного вала.
По таблице 1.1 соответственно находим:
hобщ.=097·096·0982·099=088
Определяем требуемую мощность электродвигателя
Pэ.тр.=Pвыхhобщ. (1.2)
2 Определение частоты вращения приводного вала
Частота вращения приводного вала
nвых=6·104·085314·300=85 обмин
Требуемая частота вращения вала электродвигателя
nэ.тр.= nвых ·Uц.п.· U к.п. где
Uц.п - передаточное число зубчатой цилиндрической передачи;
Uк.п - передаточное число зубчатой конической передачи.
По таблице 1.2 находим Uц.п = 25 5; Uк.п =1 4
nэ.тр.= 54·(25 5)·(1 4)=2125 1700 обмин
Определим эквивалентную мощность двигателя с учетом графика нагрузки:
Если мы выберем электродвигатель с мощностью 3 кВт PпускPном=2.
Проверка: 2·3=663 – условие не выполняется.
По таблице 19.27 подбираем электродвигатель 112МВ6950 исполнения IM1081 мощность Pэ=4 кВт PпускPном=2.
Проверка: 2·4=8>63 – условие выполняется.
Перегрузка в данном случае 424=5% т.к. двигатель работает в течение суток 30% времени эта перегрузка допускается [1].
3 Кинематический расчет
Общее передаточное число привода
Uред.=Uб·Uт (1.10)где
Uб – передаточное число быстроходной ступени редуктора;
Uт – передаточное число тихоходной ступени редуктора.
По таблице 1.3 Uт=11 Uред=11112=368.
Принимаем Uт=4 тогда
Uб= Uред Uт =1124=28.
Частота вращения вала колеса тихоходной ступени
Частота вращения промежуточного вала
nпр= nт· Uт=85·4=340 обмин
Частота вращения быстроходного вала
Определим вращающие моменты на валах:
Момент на приводном валу
Твых=3700·02252=416 Нм
Момент на тихоходном валу
Tт= Твыхhоп· hм где hоп=099 – КПД опор приводного вала
Tт= 416099·098=429 Нм
Момент на быстроходном валу
Tб= Тт Uред·hзт· hзб где hзт=097 – КПД зубчатой передачи тихоходной ступени hзб=096 – КПД зубчатой передачи быстроходной ступени
Tб= 429112·097·096=42 Нм.
Момент на промежуточном валу
Tпр= Тт Uт·hзт=4294·097=111 Нм
1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений зубчатых колес редуктора
Для изготовления зубчатых передач выбираем сталь 40ХН: термообработка колеса – улучшение HB 280;
термообработка шестерни – улучшение и закалка ТВЧ HRC 47 (HB 440).
Базовые числа циклов нагружений:
при расчете на контактную прочность NHO=
при расчете на изгиб NFO=4·106.
Для колеса NHO2=2803=22·107.
Для шестерни NHO1=4403=85·107.
Действительный числа циклов перемены напряжений:
для колеса N2=60· n2·Lh (2.2);
для шестерни N1= N2·U (2.3).
Определим срок работы редуктора:
Lh=365·24·5·Кгод··Ксут=365·24·5·04·03=5256 ч.
Проведем расчет для тихоходной ступени.
N2=60·85·5000=25·107.
Так как N>NHO то коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям KHL=1 [1].
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб KFL=1 т.к. N>4*106 [1].
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба находим по формулам:
[s]H= KHL·[s] [s]F= KFL·[s]FO. (2.6)
По таблице 2.2 находим
[s]HO2=18·HB+67=18·280+67=571 Нмм2;
[s]FO2=103·HB=103·280=2884 Нмм2;
[s]HO1=14·HRC+170=14·47+170=828 Нмм2;
Допускаемые напряжения изгиба:
[s]H=571 Нмм2; [s]F1=310 Нмм2; [s]F2=2884 Нмм2.
2 Расчет цилиндрической передачи
По рекомендациям приведенным в главе 2 [1] принимаем:
коэффициент межосевого расстояния для прямозубых колес Ka=495;
коэффициент ширины ya=025;
коэффициент концентрации нагрузки KHb=1 т.к. HB колеса350.
Межосевое расстояние:
где T2- момент на промежуточном валу редуктора Н·мм; [s]H - Нмм2.
Принимаем из стандартного ряда aw= 180 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
d2=2 awU(U+1) (2.12)
d2=2·180·4(4+1)=288 мм
Коэффициент модуля для прямозубых колес Km=68.
Предварительно модуль передачи определяется по формуле
m³ 2KmT2 d2b2[s]F (2.16)
m³ 2·68·429·103288·45·2884=156 мм
Определим суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни
z2= z - z1 =180-36=114.
Определим фактическое передаточное число
Uф = z2 z1 = 11436=4.
Передаточное число не отличается от определенного ранее.
Определим размеры колес:
делительные диаметры
шестерни d1 = z1m = 36·2=72 мм
колеса d2 =2aw - d1=2·180-72=288 мм .
Диаметры окружностей вершин da и впадин зубьев df :
шестерни: da 1 = d1 +2m=72+2·2=76 мм
df1 = d1-25m=72-25·2=67 мм;
колеса: da2 = d2 +2m=288+2·2=292 мм
df2 = d2-25m=288-25·2=283 мм.
Пригодность заготовок колес
Dзаг=da1+6 мм=76+6=82 мм;
Sзаг=b2 +4=45+4=49 мм.
По табл. 2.1 Dпред=125 мм; Sпред=80 мм условие выполняется.
b1 = 108 b2 =108·45=486 мм
Принимаем b1 =50 мм.
Определим силы в зацеплении:
окружная (2.3) Ft=2T2 d2=2·429·103288=2980 Н;
радиальная (2.25) Fr= Fttga=2980·0364=1085 Н где tga=tg20°=0364.
2.1 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Определяем окружную скорость колеса
V=pd2n260000=314·288·8560000=128 мс.
По таблице 2.4 принимаем 9-ю степень точности. Коэффициент KFa=1 .
Коэффициент KFb=1 для прирабатывающихся колес.
Коэффициент KFv=14 для прямозубых колес при твердости HB350.
По таблице 2.5 определяем коэффициент формы зуба YF1=375
Коэффициент Yb=1-b140=1-0140=1 (2.26).
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
sF2= KFa Yb KFb KFv YF2 Ftb2m (2.29)
sF2= 1·1·1·14·361·298045·2=167 Нмм2
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
sF1= sF2YF1 YF2 (2.30)
sF1= 167·375361=174 Нмм2 .
Расчетные напряжения могут отклоняться от допускаемых
sF1=174 11[s]F1=310 – условие выполняется;
sF2=167 11[s]F1=2884 – условие выполняется.
2.2 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Предварительно определяем значения коэффициентов:
коэффициент распределения нагрузки между зубьями для прямозубых колес KHa=1;
коэффициент концентрации нагрузки KHb=1
коэффициент динамической нагрузки для прямозубых колес при твердости HB350 KHV=12.
Расчетное контактное напряжение
Контактное напряжение должно находиться в интервале (09 105)[ sH] .
2571 Нмм2 - условие выполняется.
3 Расчет конической передачи
Принимаем коэффициент uH=085 (для прямозубых колес).
Диаметр внешней делительной окружности колеса
Угол делительного конуса колеса:
d2 =arctgU=arctg28=70346° (2.34)
sind2 =cosd1 =sin70346°=0941
d1 =90°-d2 =90°-70346°=19654° .
Re= de2 2 sind2 =17152·0941=911 мм. (2.35)
b=0285 Re=0285·911=2596 мм
Коэффициент концентрации нагрузки KHb=1.
Коэффициент uF =085 (для прямозубых колес).
Внешний окружной модуль передачи:
me³14 KHbT2uFde2b[s]F (2.37)
me³14·1·111·103 085·1715·26·2884=142 мм.
колеса z2= de2 me=171515=1143
шестерни z1= z2U=11428=407
Фактическое передаточное число
Uф= z2 z1 =11441=278
Отклонение от заданного передаточного числа не должно быть больше 3% т.е
- условие выполняется.
Окончательные размеры колес:
Углы делительных конусов колеса и шестерни
d2 =arctgUф=arctg278=70215°
sind2 =cosd1 =sin70215°=094
d1 =90°-d2 =90°-70215°=19785°
cosd2 = sind2 =cos70215°=0338 .
Делительные диаметр:
шестерни de1 = z1me=41·15=615 мм
колеса de2 = z2me=114·15=171 мм .
Определим коэффициенты смещения по формулам:
xe1=26·28014 ·41 -067=025
шестерни dae1 = de1 + 2(1+xe1)mecosd1
dae1=615+2(1+025)· 15·094=65025 мм
колеса dae2 = de2+ 2(1+xe2)mecosd2
dae2 = 171+2(1-025)· 15·0338=17176 мм.
окружная Ft=2T2 dm2 где (2.45)
dm2 =0857de2 =0857·171=1465 мм
Ft=2·111·1031465=1515 Н;
осевая Fa1=Fttga sind1 где
Fa1=1515·0364·0338=187 Н
радиальная Fr1= Fa2= Fttga cosd1 =1515·0364·094=518 Н.
3.1 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Определим эквивалентные числа зубьев:
zv2= z2cos3bm cosd2 ; zv1= z1cos3bm cosd1 (2.49).
Для прямозубых колес cos3bm =1.
zv2= 11413·0338=337
По таблице 2.8 определяем коэффициент формы зуба YF1=355
sF2= KFb KFv YF2 FtbmeuF (2.50)
sF2= 1·14·363·151526·15·085=232 Нмм2.
sF1= sF2YF1 YF2 (2.51)
sF1= 232·355363=227 Нмм2 .
sF1=207 11[s]F1=310 – условие выполняется;
sF2=232 11[s]F1=2884 – условие выполняется.
3.2 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Контактное напряжение должно находиться в интервале (09 103)[ sH] .
3571·103=588 Нмм2 - условие выполняется.
Выбор и расчет муфты
Предположим что ведущий вал соединен с валом электродвигателя муфтой упругой втулочно-пальцевой.
Сила от муфты действующая на вал
Ведомый вал соединен с тихоходным валом предохранительной муфтой. В качестве предохранительной муфты используем втулочную муфту со срезным штифтом . Эта муфта ограничивает передаваемый момент и предохраняет машину от поломок.
Длина L = (3..5) dв = (3..5) 50 = 90..150 мм принимаем L = 150 мм.
Диаметр D = (15..18) dв = (15..18) 42 = 63 75 мм принимаем D =70 мм.
Расчетный вращающий момент:
Т=15Тном=15·429=6435 Нм.
Диаметр предохранительного штифта:
где r = 05 dв = 05 42 = 21 мм = 0021 м радиус вала.
[ср] = 50 Мпа допускаемое напряжение среза для стального штифта.
Предварительный расчет валов
Определим размеры тихоходного вала.
диаметр выходного конца вала d=(5 6) 3Tт где (3.1)
Tт – момент на тихоходном валу
d=(5 6) 3429=377 45 мм.
По табл.12.5 принимаем d=42 мм.
По формулам (3.4) и табл. 3.1 диаметры других участков валов
Диаметр вала под подшипники dп=d +2tцил =42+2·35=47 мм.
Диаметр бортика dбп=dп+3r=50+3·3=59 мм.
Принимаем dбп=60 мм.
Диаметр вала под колесо dк= dбп=60 мм.
Размеры промежуточного вала.
Диаметр вала под колесо
dк =7 3Tпр=7 3111=336 мм.
Примем dк =7 3Tпр=7 3111=40 мм.
Диаметр вала под подшипники dп=dк -3r =40-3·25=325 мм.
Определим размеры быстроходного вала.
Диаметр выходного конца вала
d=(7 8) 3Tб где (3.1)
Tб – момент на быстроходном валу
d=(7 8) 342=243 278 мм.
Диаметр вала под подшипники dп=d +2tцил =28+2·35=35 мм.
Цилиндрическая тихоходная ступень.
Шестерня (d1=72мм da1=76мм b1=50 мм) выполнена в виде сплошного диска за одно целое с валом.
Колесо (d2=288мм da2=292 мм b2=45 мм) имеет конструктивные размеры:
диаметр ступицы dст2=155dk2=155·60=93 мм принимаем dст2=95 мм;
толщина торцов зубчатого венца S=22m+005b2=22·2+005·45=665 принимаем S=7 мм;
толщина диска C=14S=14·7=98 принимаем C=10 мм.
Коническая быстроходная ступень.
Шестерня (de1=615 мм dae1=65025 мм d1=19785° b=26 мм) выполнена за одно целое с валом.
Колесо (de2=171 мм dae2=17176 мм d2=70215° b=26 мм) имеет конструктивные размеры:
диаметр ступицы dст2=155dk2=155·40=62 мм;
толщина обода d0=25me+2=25·15+2=575 принимаем d0=6 мм;
толщина диска C=015Re=015·911=136»14 мм.
Толщина стенок корпуса:
d=0025aw+3=0025·180+3=75 мм
Толщина стенок крышки d1=d=8 мм.
Толщина поясов корпуса и крышки
Диаметр винтов крепящих крышку с корпусом:
d=1253429=94 мм принимаем d=М10 мм.
Диаметр фундаментных болтов:
dф=(003 0036)aw+12=(0030036)180+12=174 18 мм принимаем dф=M 18.
Толщина лап 15dф=15·18=27»30 мм.
Для транспортировки редуктора выполнены проушины отлитые в крышке редуктора.
Зазор между колесами и стенками корпуса по формуле (3.5)
L найдено по компоновочной схеме.
Расстояние между торцовыми поверхностями колес:
C=(03 05)a=05·10=5 мм.
Предварительно намечаем подшипники.
Ведущий вал – конические роликовые подшипники 7207 у которых d=35 D=72 мм T=1825 мм Cr=385 кН Y=162; e=037.
Расстояние определяющее положение радиальных реакций
a=(T2)+(d+D)e6=(18252)+(35+72)· 0376=1572 мм.
Промежуточный вал – конические роликовые однорядные подшипники 7206 у которых d=30 D=62 мм T=1725 мм Cr=31 кН Y=164; e=036.
a=(T2)+(d+D)e6=(17252)+(30+62)*0366=1414 мм.
Ведомый вал – шариковые радиальные однорядные 210 со значениями d=50 мм D=90 мм B=20 мм Cr=351 кН.
Измерением определим расстояния для расчетных схем.
Ведущий вал: l1=19 мм l2=57 мм l3=57 мм l4=54 мм.
Промежуточный вал: l1=51 мм l2=76 мм l3=51 мм.
Ведомый вал: l1=127 мм l2=42 мм l3=80 мм l4=54 мм.
Проверка долговечности подшипников
Подбор подшипников для ведущего вала-шестерни.
Предварительно выберем подшипник 7207 у которого d=35 D=72 мм T=1825 мм Cr=385 кН Y=162; e=037.
Частота вращения вала n=950 обмин.
На рис.2 показана расчетная схема для определения реакций опор.
Реакции от сил в зацеплении:
SM1=0; Ftl1- Ry2l2=0
SM2=0; Ft (l1 + l2 ) – Ry1l2=0
Ry1= Ft (l1 + l2 ) l2 =1515(19+57)57=2020 Н.
Проверка: SX= Ft-Ry1+Ry2=1515-2020+505=0 – реакции найдены правильно.
SM1=0; Fad1 2- Fr1l1 –Rx2l2=0
SM2=0; Fad1 2- Fr (l1+l2)- Rx1=0
Rx1= (Fa1d1 2- Fr (l1+l2))l2=(187·6152 –518(19+57))57= -590 Н.
Проверка: SY= -Fr1-Rx1+Rx =-518-(-590)+(-72)=0 – реакции найдены правильно.
Радиальные реакции опор :
SM1=0; Fм (l3+l4) -R2м l3=0
SM2=0; Fм l4+ R1мl3 =0
R1м= Fм l4 l3=324·5457=307 Н.
Проверка: SX= -Fм-R1м+R2м =-324-307+631=0 – реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор для проверки подшипников:
Rr1=R1+R1м=2105+307=2412 Н.
Rr2=R2+R2м=510+631=1141 Н.
Осевые составляющие конических подшипников:
Rs1=083e·Rr1=083·037·2412=741 Н;
Rs2=083e·Rr2=083·037·1141=350 Н.
Так как Rs2 Rs1 и FaRs1-Rs2 (187(741-350=391))то по таблице 6.2 находим осевые силы нагружающие подшипники:
Ra1=Rs1=741 Н; Ra2=Ra1-Fa=741-187=554 Н.
Рассмотрим подшипник 1.
Коэффициент V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.
Отношение Ra1VRr1=7411·2412=03 что меньше e=037 тогда
Коэффициент безопасности Кб=14 по табл.6.3.
Температурный коэффициент Кт=1 по табл.6.4.
Эквивалентная динамическая нагрузка:
Re1=(1·1·2412+0·741)·14·1=3377 Н.
Рассмотрим подшипник 2.
Отношение Ra2VRr2=5541·1141=048 что больше e=037 тогда
Re2=(1·04·1141+162·554)·14·1=1895 Н.
Наиболее нагружен подшипник 1.
Расчетная долговечность
L10ah=a23(CrRe)p10660n где
n - частота вращения кольца обмин; p – показатель степени p=333 для роликовых подшипников; a23- коэффициент характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец тел качения и условий эксплуатации – для роликоподшипников конических a23=065.
L10ah=065(385003377)333 ·10660·950=37723 часов.
L10ah>Lh=5000 часов – долговечность обеспечена.
Подбор подшипников для промежуточного вала.
Предварительно выберем подшипник конический 7206 у которого d=30 мм D=62 мм T=1725 мм Cr=31 кН Y=164; e=036.
Частота вращения вала n=340 обмин.
На рис.3 показана расчетная схема для определения реакций опор.
SM1=0; Ft2l1- Ry2 (l1+l2+l3)+Fr1(l1+l2) =0
SM2=0; Ry1(l1+l2+l3)-Ft2(l2+l3)-Fr1l3=0
Ry1= (Fr1l3+Ft2(l2+l3)) (l1+l2+l3) =
=(1085·51+1515(51+76))178=1392 Н.
Проверка: SX=Ft2+Fr1- Ry2-Ry1=1515+1085-1208-1392=0 – реакции найдены правильно.
SM1=0; -Fa2d2 2+ Fr2l1+Ft1(l1+l2)-Rx2(l1+l2+l3)=0
Rx2=(-Fa2d2 2+ Fr2l1+Ft1(l1+l2)) (l1+l2+l3)=
=(-518·1712+187·51+2980(51+76))178=1931 Н.
SM2=0; Rx1(l1+l2+l3)-Fa2d22-Fr2(l2+l3)-Ft1l3=0
Rx1= (Fa2d22+Fr2(l2+l3)+Ft1l3) (l1+l2+l3)=
= (518·1712+187(76+51)+2980·51)178=1236 Н.
Проверка: SY= Rx1+Rx2-Fr2-Ft1 =1236+1931-187-2980=0 – реакции найдены правильно.
Rs1=083e·Rr1==083·036·1862=556 Н;
Rs2=083e·Rr2==083·036·2278=680 Н.
Так как Rs1 Rs2 и Fa>Rs2-Rs1 (518>(680-556=124))то по таблице 6.2 находим осевые силы нагружающие подшипники:
Ra1=Rs1=556 Н; Ra2=Ra1+Fa=556+518=1074 Н.
Отношение Ra1VRr1=5561·1862=029 что меньше e=036 тогда
Re1=1·1·1862·14·1=2607 Н.
Отношение Ra2VRr2=10741·2278=047 что больше e=036 тогда
Re2=(1·04·2278+164·1074)·14·1=3742 Н.
Наиболее нагружен подшипник 2.
L10ah=a23(CrRe)p10660n=
L10ah=065(310003742)333 ·10660·340=36398 часов.
Подбор подшипников для тихоходного вала.
Предварительно намечаем подшипники шариковые радиальные однорядные 210 со значениями d=50 мм D=90 мм B=20 мм Cr=351 кН.
Частота вращения вала n=85 обмин.
На рис.4 показана расчетная схема для определения реакций опор.
SM1=0; Ftl1- Ry2 (l1+l2)=0
SM2=0; -Ft l2 + Ry1 (l1+l2)=0
Ry1= Ftl2(l1+l2)=2980·58192=900 Н.
Проверка: SX= Ry1-Ft+Ry2=900-2980+2080=0 – реакции найдены правильно.
SM1=0; Rx2 (l1+l2) – Frl1=0
SM2=0; Frl2- Rx1 (l1+l2 )=0
Rа2= Fr l2(l1+l2)=1085·58192=328 Н.
Проверка: SY= -Rx1 +Fr-Rx2 =-328+1085-757=0 – реакции найдены правильно.
R1м= Fм l4 l3=1035·77192=415 Н.
Проверка: SX= -Fм-R1м+R2м =-1035-415+1450=0 – реакции найдены правильно.
Rr1=R1+R1м=958+415=1373 Н.
Rr2=R2+R2м=2214+1450=3664 Н.
Наиболее нагружена опора 2.
Эквивалентная нагрузка
Re=VRrКбКт=1·3664·14·1=5130 Н.
n - частота вращения кольца обмин; p – показатель степени p=3 для шариковых подшипников; a23- коэффициент характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец тел качения и условий эксплуатации – для шарикоподшипников a23=075.
L10ah=075(351005130)3 ·10660·85=47104 часов.
Проверка прочности шпоночных соединений
Для ведущего вала под муфту выбираем по табл. 19.11 шпонку призматическую по ГОСТ 23360-78 с размерами для вала d=28 мм : b=8 мм; h=7 мм; t1=4 мм.
Примем длину шпонки l=36 мм.
Рабочая длина шпонки lр=l-b=36-8=28 мм.
Расчетное напряжение смятия:
sсм=2Td(h-t1)lр[s]см=90 Нмм2 (для чугунной муфты).
sсм=2·42·103(28(7-4)28=35 Нмм2 [s]см.
Условие прочности выполняется.
Под колесо коническое выбираем шпонку с размерами для вала d=40 мм : b=12 мм; h=8 мм; t1=5 мм.
Примем длину шпонки l=40 мм.
Рабочая длина шпонки lр=l-b=40-12=28 мм.
sсм=2Td(h-t1)lр[s]см=140 Нмм2 (для стального колеса).
sсм=2·111·103(28(8-5)28)=94 Нмм2 [s]см.
Для соединения цилиндрического колеса и вала выбираем шпонку призматическую с размерами для вала d=60 мм : b=18 мм; h=11 мм; t1=7 мм.
Примем длину шпонки l=70 мм.
Рабочая длина шпонки lр=l-b=70-18=52 мм.
sсм=2·429·103(60(11-7)52)=6875 Нмм2 [s]см.
Уточненный расчет валов
Материал вала тот же что и для шестерни – 40ХН улучшение + закалка ТВЧ. Механические характеристики: sв=920 Нмм2; sт=750 Нмм2; t-1=250 Нмм2; s-1=420 Нмм2 (табл.12.7).
Определим значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала:
Вертикальная плоскость XOZ:
Горизонтальная плоскость YOZ:
опора 1 My=Ft ·l2=1515·19·10-3= 29 Нм.
Проверим сечение под опорой 1.
Расчет сечения на статическую прочность.
Осевой момент сопротивления сечения:
W=pd332=314·35332=4207 мм2.
Эквивалентное напряжение
Допускаемые значения для коэффициента запаса прочности по текучести [Sт]=13 16.
Коэффициент перегрузки Kп=25.
Коэффициент запаса прочности по текучести:
Sт=sт Kпsэкв=75025·124=24>[Sт]
Расчет сечения на сопротивление усталости.
Допускаемые значения коэффициента запаса прочности [S]=13 21.
Амплитуда напряжений цикла:
sа=MW=31·1034207=73 Нмм2.
Полярный момент сопротивления вала:
Wк=pd316=314·35316=8414 мм3.
tа=Mк2Wк=42·1032·8414=25 Нмм2.
По таблице 12.18 для посадок с натягом имеем:
Коэффициент влияния шероховатости KF=1 (табл.12.13).
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения Ku=1.
Коэффициенты концентрации напряжений:
(Ks)D=( (KsKd)+ KF-1) Ku=(35+1-1)1=35;
(Kt)D=(( KtKd)+ KF-1) Ku=(25+1-1)1=25.
Пределы выносливости вала
(s-1)D=s-1(Ks)D=42035=120 Нмм2;
(t-1)D=t-1(Kt)D=25025=100 Нмм2.
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Ss=(s-1)Dsa=12073=16;
St=(t-1)Dta=10025=40.
Расчетный коэффициент запаса прочности:
Условие выполняется.
сечение под коническим колесом
сечение под коническим колесом
My=Ry2 l1 =1208·51·10-3=62 Нм.
Проверим опасное сечение в переходе вала к шестерне.
W=pd332=314·30332=2649 мм2.
Sт=sт Kпsэкв=75025·61=49>[Sт]
sа=MW=116·1032649=44 Нмм2.
Wк=pd316=314·30316=5298 мм3.
tа=Mк2Wк=111·1032·5298=104 Нмм2.
Для перехода с галтелью по таблице 12.15
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл.12.12)
(Ks)D=( (KsKd)+ KF-1) Ku=(245077+1-1)1=32;
(Kt)D=(( KtKd)+ KF-1) Ku=(225077-1)1=29.
(s-1)D=s-1(Ks)D=42032=131 Нмм2;
(t-1)D=t-1(Kt)D=25029=86 Нмм2.
Ss=(s-1)Dsa=13144=3;
St=(t-1)Dta=86104=82.
Материал вала 40ХН улучшение . Механические характеристики: sв=920 Нмм2; sт=750 Нмм2; t-1=250 Нмм2; s-1=420 Нмм2 (табл.12.7).
Определим значения изгибающих моментов в опасном сечении вала под колесом:
Mx=Rx1l1=328·134·10-3=44 Нм.
My=Ry1l1=900·134·10-3=120 Нм.
W=pd332–bh(2d-h)216d=314·60332–18·11(2·60-11)216·60=
Sт=sт Kпsэкв=75025·24=125>[Sт]
sа=MW=128·10318745=7 Нмм2.
Wк=pd316–bh(2d-h)216d=314·60316–18·11(2·60-11)216·60=
tа=Mк2Wк=429·1032·39940=54 Нмм2.
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения Ku=1 (табл.12.14).
(Ks)D=( (KsKd)+ KF-1) Ku=(43+1-1)1=43;
(Kt)D=(( KtKd)+ KF-1) Ku=(3+1-1)1=3.
(s-1)D=s-1(Ks)D=42043=98 Нмм2;
(t-1)D=t-1(Kt)D=2503=83 Нмм2.
St=(t-1)Dta=8354=15.
Подшипники смазываются тем же маслом что и детали передач.
По таблице 8.1 для sH =512 Нмм2 и окружной скорости колеса V=128 мс выбираем масло индустриальное И-Г-А-68.
Уровень заливки установим h=025d2=025·288=72 мм.
В редукторе применяется картерная система смазывания. При вращении колес масло увлекается зубьями разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей. В корпусе предусмотрено отверстие для слива и замены масла и маслоуказатель для контроля уровня масла. Для выходных концов валов примем манжетные уплотнения.
Список используемой литературы
Дунаев П.Ф Леликов О.П. Курсовое проектирование – М.:
Высш.шк. 1990 399 с.
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин-М.: Машиностроение 1979 г.

спецификации.dwg

деталировка.dwg

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов-t
остальных ±t 2. 2. Радиусы скруглений не более 3 мм.
Неуказанные радиусы 5 мм. 2. *Отверстия
а также поверхности Г
Е обрабатывать совместно с основанием корпуса редуктора. 3. Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий +t
среднего класса точности по СТ СЭВ 302-76.

редуктор.dwg

зацепления цилиндрической передачи
Угол наклона линии витка
зацепления конической передачи
Передаточное число редуктора u=11
на тихоходном валу 429
на быстроходном валу 42
быстроходного вала 950
Техническая характеристика
Технические требования
Собранный редуктор обкатать на стенде.
Крышку корпуса поз. 2 устанавливать на сырой
Для смазки передачи применять масло индустри-
Наружные поверхности корпуса красить серой
Допускается эксплуатировать редуктор с отклоне-
нием от горизонтального положения на угол до 5°
при обеспечении уровня масла
альное И-Г-А-68 ГОСТ 20799-75.
грунтовке ЭП-0215 ТУ6-10-1966-84.

привод.dwg

фундаментальных болтов (M1:5)
Техническая характеристика привода
Тяговое усилие (или расчетный момент на валу)
Частота вращения вала
Общее передаточное число привода
Перекос валов не более 1°.
Радиальное смещение валов не более 0
Осевое смещение валов не более 0
Коническо-цилиндри- ческий