Одноступінчастий циліндричний редуктор з косозубими колесами
Вступ
Редуктор - це механізм, який складається з зубчастих або
черв’ячних передач і міститься в окремому корпусі і працює у масляній ванні.
Редуктор призначено для пониження частоти обертання і
відповідно підвищення крутного моменту на веденому валу в порівнянні з ведучим.
Редуктори класифікують за наступними ознаками:
а) за типом передач - зубчасті, черв’ячні або зубчасто-черв’ячні;
б) за числом
ступенів - одноступінчасті, двох-, трьох- або багатоступінчасті;
в) за типом зубчастих коліс - циліндричні, конічні,
конічно-циліндричні;
г) за розташуванням валів редуктора у просторі -
горизонтальні, вертикальні або нахилені;
д) за особливостями кінематичної схеми - розгорнена, соосна,
з подвоєним ступенем.
В своєму курсовому проекті я розрахував одноступінчастий
циліндричний редуктор з косозубими колесами.
Косозубі колеса відрізняються від прямозубих тим, що напрямок
до їх повздовжньої гвинтової осі симетрії становить з напрямком твірної
циліндра кут β. Передачі складені з косозубих коліс,
відрізняються плавністю руху та видають менший шум, ніж передачі з прямозубими
колесами. Недоліком є виникнення осьових зусиль.
Редуктор складається з зубчастої передачі, змонтованої з
шариковими радіальними підшипниками у литому чавунному корпусі. Корпус
складається з двох частин: нижньої частини - картера і верхньої - кришки. Роз’єм горизонтальний, у місці з’єднання поверхні пришабрені, при
заключному складанні покриті герметиком; складають корпус без прокладок. Кришка
з картером скріплюється болтами. Розташування кришки відносно корпуса
центрується двома конічними штифтами, розташованими по діагоналі.
У зв’язку з малою кількістю зубців
шестерні її виготовляють разом з ведучим валом (вал-шестерня). Колесо насаджено
на вал за допомогою призматичної шпонки.
Колесо виготовлено зі сталі 40ХН, термообробка - поліпшення,
вал-шестерня виготовляються з того ж матеріалу.
Змащування передачі здійснюється розбризкуванням
індустріального масла И-30А, яке заливають скрізь оглядове вікно у кришці
корпуса. Рівень масла перевіряють жезловим масловказівником. Відпрацьоване
масло випускають крізь отвір, розташований у нижній частині корпуса. Змащування
підшипників здійснюється через заповнення камери підшипника змащувальним
матеріалом УТ-1.
1.
Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок (рисунок 1)
За таблицею А.1 приймемо:
ККД пари циліндричних зубчастих коліс η1 = 0,98; коефіцієнт, що враховує
втрати пари підшипників котіння, η2 = 0,99; ККД відкритої ланцюгової
передачі η3 = 0,92; ККД, що враховує втрати в
опорах вала приводного барабана, η4 = 0,99.
Загальний ККД привода
η = η1. η22. η 3. η4 = 0,98. 0,992. 0,92. 0,99
= 0,875.
Потужність на валу барабана
Pб = Fс. Vс = 8,8. 1,2 =
10,6кВт.
Необхідна потужність електродвигуна
Ph=Pb/ η=10,6/0,875=12,1кВт.
Кутова швидкість барабана
ωб = 2Vc/Db
= 2.1,2/0,34 = 7,1 рад/с.
Частота обертання барабана
nб = 30 ωб/π = 30.7,1/3,14 = 68 об/хв.
За таблицею Б.1 по необхідній потужності Рн=12,1кВт
з урахуванням можливостей привода, що складається з циліндричного редуктора і
ланцюгової передачі можливі значення приватних передавальних відношень для
циліндричного зубчастого редуктора uр=3¸6 і для ланцюгової передачі uл=3¸6, uзаг=uр.uл=9¸36, вибираємо електродвигун
трьохфазний короткозамкнутий серії 4А 160 М6 У3, закритий, що обдувається, з
синхронною частотою обертання 1000 об/хв. 4А 160 М6 У3, з параметрами Pдв = 15кВт і сковзанням 2,6 % (ГОСТ
19523-81).
Номінальна частота обертання
nдв = 1000-26 = 974 об/хв.
а кутова швидкість
ωдв = = 3,14.974/30 = 101,9рад/с.
Перевіримо загальне передатне відношення
u = = 101,9/7,1
= 14,4
що можна визнати прийнятним, так як воно знаходиться між 9 і 36.
Приватні передавальні числа можна прийняти:
для редуктора по ГОСТ 2185-66 uр = 4,
для ланцюгової передачі
uл = 14,4/4 = 3,6
Частоти обертання та кутові швидкості валів редуктора і приводного
барабана зведені до таблиці 1.
Таблиця
1
Частоти обертання і кутові швидкості валів редуктора і
приводного барабана
Вал В
|
n1=nдв=974 об/хв
|
= = 101,9 рад/с
|
Вал С
|
n= = 974/4= 244 об/хв.==101,9/4 = 25,5рад/с
|
|
Вал А
|
nδ = 68 об/хв.
|
= 7,1 рад/с
|
Обертаючі моменти:
на валу шестерні
Т1 = = =
12,1.103/101,9 = 119. 103 Н. мм;
на валу колеса
Т2 = Т1. uр = 119. 103. 4= 476. 103 Н. мм.
2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
Так як в завданні немає особливих вимог щодо габаритів передачі,
вибираємо матеріали із середніми механічними характеристиками (таблиця В.1):
для шестірні сталь 40Х, термічна обробка - поліпшення, твердість Н 270; для
колеса - сталь 40Х, термічна обробка - поліпшення, але твердість на 30 одиниць
нижче - НВ 240. Допустимі контактні напруження
Допустимі контактні напруження
,
де - межа контактної витривалості при базовому числі
циклів. Для вуглецевих сталей із твердістю поверхонь зубців менш НВ 350 і
термічною обробкою (поліпшенням)
;
КHL - коефіцієнт довговічності; при числі циклів
навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора,
приймають ;
-
коефіцієнт безпеки.
Для шестерні
,
для колеса
.
Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження
визначається за формулою:
.
Коефіцієнт приймаємо вище ніж рекомендується для цього випадку,
тому що з боку ланцюгової передачі діють сили, що викликають додаткову
деформацію веденого вала й погіршують контакт зубців.
Приймаємо попередньо, як у випадку несиметричного розташування коліс
значення .
Приймаємо для шевронних коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій
відстані .
Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь
зубців за формулою:
де для шевронних коліс Ка = 43, а передавальне число нашого
редуктора uр = 4.
Найближче значення міжосьової відстані за ГОСТ 2185-66, aW = 140 мм.
Нормальний модуль зачеплення приймаємо за наступною рекомендацією:
,
mn = 2мм.
Приймаємо попередньо кут нахилу зубців β = 30° і визначимо числа зубців шестерні і
колеса.
.
Тоді .
Уточнене значення кута нахилу зубців
β = 31°
Основні розміри шестерні колеса:
Діаметри ділильні
,
.
Перевірка:
.
Діаметри вершин зубців
,
.
Сумарна ширина пів шевронів колеса і шестерні
b2 = ψba. aw = 0,63. 140 = 88 мм.
b1 = b2 + 5 мм = 88,2 + 5 = 93мм.
Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру
Ψbd = =
= 1,66
Колова швидкість коліс і степінь точності передачі
V = =
= 2,85 м/с.
При такій швидкості для шевронних коліс варто прийняти 8 степінь
точності.
Коефіцієнт навантаження
KH = KHβ. KHα. KHυ.
Значення KHβ при Ψbd = 1,66, НВ ≤ 350 і несиметричному розташуванні
коліс щодо опор з врахуванням вигину веденого вала від натягу ланцюгової
передачі KHβ ≈ 1,229
При V = 2,85 м/с і 8 степені точності KHα ≈ 1,09.
Для шевронних коліс при V ≤ 5 м/с маємо KHυ = 1,0.
Таким чином
КН = 1,229. 1,09. 1 = 1,339
Перевірка контактних напружень за формулою:
σН
= =
=
452 МПа,
=452МПа
Сили, що діють у зачепленні:
Колова
Ft = = = 4250 H;
Радіальна
Fr = Ft. =
4250. =1804
H;
Осьова
Fa = Ft. tg β = 4250. 0,6008 =2554 H.
Перевіряємо зубці на витривалість за напруженнями згинання за формулою:
σF = ≤ [σF]
де KF - коефіцієнт навантаження
KF = KFβ. KFυ = 1,41,
де KFβ = 1,28 (при Ψbd = 1,66, твердості НВ ≤ 350 і несиметричному
розташуванні зубчастих коліс щодо опор);
KFυ = 1,1;
YF - коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від
еквівалентного числа зубців Zυ:
у шестерні
Zυ1
= = ≈ 38
у колеса
Zυ2
= = ≈ 152;
YF1
= 3,72;
YF2
= 3,61.
Допустиме напруження за формулою:
[σF] =
деσ0F lim b
= 1,8 HB (для сталі 40 Х поліпшеної при твердості НВ ≤
350):
для шестерні
σ0F lim b = 1,8. 270= 486 МПа,
для колеса σ0F lim b = 1,8. 240 =
432МПа.
[SF] = [SF] / [SF] - коефіцієнт безпеки
де [SF]/ = 1,75,
Отже [SF] = 1,75.
Допустимі напруження:
для шестерні
[σF1]
= = 278 МПа,
для колеса
[σF2] = = 247МПа
Знаходимо відношення :
для шестерні = 77МПа,
для колеса = 71МПа.
Подальший розрахунок слід вести для зубців колеса, для якого знайдене
відношення менше.
Визначаємо коефіцієнти Yβ і KFα:
Yβ = 1-=
1- = 0,77;
для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття εα = 1,5 і 8 степені точності KFα = 0,92.
Перевіряємо міцність зубця колеса за формулою:
σF2
= ≤ [σF]
σF2
= ≈
174 МПа < [σF2]
= 247 МПа.
Умова міцності виконана.
3. Попередній розрахунок валів редуктора
Попередній розрахунок проведемо на кручення за зниженими допустимими
напруженнями.
Ведучий вал: ( рисунок 2 )
діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні [τk] = 25 МПа
за формулою:
dB1
= = ≈
28,95 мм.
Так як вал редуктора з’єднаний муфтою з валом електродвигуна (рисунок
1), то необхідно узгодити діаметри ротора dдв і вала dв1. Іноді приймають dдв = dв1. У підібраного електродвигуна 4А 160S6 У3, діаметр вала може бути 48 або 42мм. Приймаємо
dдв
= 42 мм. Вибираємо МУВП за ГОСТ 21424-75 з розточками напівмуфт під dдв
= 42 мм, і dв1 = 32 мм (рисунок3). Приймемо під підшипниками dп1 = 40 мм. Шестерню виконуємо за одне ціле з
валом.
Ведений вал: ( рисунок 3 )
Враховуючи вплив згину вала від натягу ланцюга, приймаємо [τk] = 20 МПа.
Діаметр вихідного кінця вала
dв2 = =49,5 мм.
Приймаємо найближче більше значення зі стандартного ряду dв2
= 52мм.
Діаметр вала під підшипниками приймаємо dп2 = 55 мм, під зубчастим колесом dк2
= 60 мм.
Діаметри інших ділянок валів призначено виходячи з конструктивних
розумінь при компонуванні редуктора.
.
Конструктивні розміри
шестерні і колеса
Шестерню виконуємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище: d1 = 56мм,dа1 = 60мм,b1 = 125 мм.
Діаметр западин
df1
= d1 -
2,5 mn =56- 2,5. 2= 51мм.
Колесо куте (рисунок 4):
d2 = 224мм, da2 = 228мм, b2
= 120 мм.
Діаметр западин
df2
= d2 -
2,5 mn =224- 2,5. 2,0 = 219мм.
Діаметр маточини
dм = 1,6 dk2
= 1,6. 60 = 96 мм.
Довжина маточини
lм = (1,2 ч 1,5) dk2
= (1,2 ч 1,5) 60= 72 ч 90 мм,
приймаємо lм = 120 мм.
Товщина обода
δо =
(2,5 ч 4) mn = (2,5 ч 4) 2 =5 ч 8 мм,
приймаємо δо = 10мм.
Діаметр обода
Dо = df2 - 2δо
=219- 2. 10= 199мм.
Товщина диска
С = 0,3 b2 = 0,3. 120= 36мм.
Глибина
проточки
h=
2.5м=2.5*2=5мм.
5. Конструктивні розміри корпуса редуктора
Товщина стінок корпуса і кришки:
δ = 0,025 аω + 1 = 0,025. 140+ 1 =5мм;
приймаємо δ
= 8 мм,
δ1
= 0,02 aω + 1 = 0,02 140 + 1 = 4мм;
приймаємо δ1 = 8мм.
Товщина фланців поясів корпуса і кришки:
верхнього пояса корпуса і пояса кришки
b = 1,5 δ = 1,5. 8 = 12 мм,b1 = 1,5 δ1
= 1,5. 8 = 12 мм;
нижнього пояса корпуса
р = 2,35 δ = 2,35. 8 = 19 мм; приймаємо
р = 20 мм.
Ширина фланця
b2 > 2,5 d3 = 2,5. 10= 25 мм.
Діаметр болтів: фундаментних
d1 = (0,03 ч 0,036) aω + 12 = (0,03 ч 0,036) 140 + 12 = 16,2
ч 17,04 мм;
приймаємо болти з різьбою М18, що кріплять кришку до корпуса біля підшипників
d2 = (0,7 ч 0,75) d1 = (0,7 ч 0,75) 18 = 12,6 ч 13,5 мм;
приймаємо болти з різьбою
М14; що з’єднують кришку з
корпусом
приймаємо болти з різьбою М10
Ширина лапи фундаментної плити
Вф = 2,5 d1 = 2,5. 18= 45 мм.
Товщина лапи
δф =(2,5 ч 3) δ = 20 мм
6.
Розрахунок ланцюгової передачі
Вибираємо приводний роликовий однорядний ланцюг ( таблиця
П.1).
Обертальний момент на ведучий зірочці
Т3 = Т2 =476. 103 Н мм.
Передавальне число було прийнято раніше uл = 3,6.
Число зубців ведучої зірочки
z3 = 31 - 2 uл = 31 - 2. 3,6 ≈ 23,8; приймаємо z3 = 24.
Число зубців веденої зірочки
z4 = z3. uл = 24. 3,6 = 86,4; приймаємо z4 = 86
Тоді фактичне
uл = =
= 3,58
Розрахунковий коефіцієнт навантаження:
Кэ = кд ка кн кр кзм
кп = 1. 1. 1. 1,25. 1. 1,25 = 1,56,
де кд = 1 - динамічний коефіцієнт при спокійному
навантаженні(передача до стрічкового конвеєра);
ка = 1 - враховує вплив міжосьової відстані [Ка =1
при au ≤ (30¸60)t];
кн = 1 - враховує вплив кута нахилу лінії центрів ( Кн
=1, якщо цей кут не перевищує 60°; у даному прикладі ɤ
=45° у відповідності до рисунку;кр = 1,25 - враховує спосіб
регулювання натягу ланцюга (при періодичному регулюванні натягу ланцюга); кзм
= 1 - при безперервному змащуванні;кп = 1,25 - враховує тривалість
роботи в добу.Ведуча зірочка має частоту обертання
Середнє значення допустимого тиску при n2 ≈ 244 об/хв. [p] = 20 МПа.
Крок однорядного ланцюга (m = 1)
t ≥ 2,8. =
2,8. ≈ 32 мм.
Підбираємо за таблицею П.4 ланцюг ПР-38,1-127 за ГОСТ 13568-75, що має
t = 38,1 мм; руйнівне навантаження Q 127
кН, масу q = 5,5 кг/м; =394
Швидкість ланцюга
косозубий ланцюговий електродвигун колесо
Колова сила
Тиск у шарнірі перевіряємо за формулою
Уточнюємо за таблицею П.3 допустимий тиск
[р] = 17[1+0,01(-17)] =17[1+0,01(24 - 17)] = 18,2 МПа.
Умова р < [р] виконана.
У цiй формулi 17МПа - табл. Значення
допустимого тиску за табл. П.3 при 300 об/хв i t=38,1мм
Визначаємо число ланок ланцюга за формулою
де ;
Тоді
Н
Округлюємо до парного числа Lt=156.
Уточнюємо міжосьову відстань ланцюгової передачі за формулою
Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення
міжосьової відстані на тобто на 1881×0,004 8
мм.
Визначаємо діаметри ділильних кіл зірочок
Визначаємо діаметри зовнішніх кіл зірочок
де = 22,23 мм - діаметр ролика ланцюга (у відповідності
до таблиці П.1 );
Сили, що діють на ланцюг:
колова =32620Н - визначена вище;
від відцентрових сил
де q = 5,5 кг/м (за таблицею П.1 )
Від провисання
де =1,5 при куті нахилу передачі 45°
Розрахункове
навантаження на вали
Перевіряємо
коефіцієнт запасу міцності ланцюга
Це більше, ніж нормативний коефіцієнт запасу [s] ( таблиця П.4 ); отже,
умова s > [s] виконана.
Розміри ведучої зірочки:
Маточина
lМ = (1,2 ¸ 1,6) × 52= 62¸ 83
мм; приймаємо
Товщина диска зірочки 0,93 Bbн = 0,93×25,4 24 мм, де Bbн - відстань між пластинками внутрішньої ланки
( таблиця П.1 ).
Аналогічно визначають розміри веденої зірочки.
7.
Перший етап компонування редуктора
Приблизно по середині аркуша паралельно його довгій стороні
проводимо горизонтальну осьову лінію; потім дві вертикальні лінії - осі валів
на відстані aw = 138 мм.
Креслимо спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокутників;
шестерня виконана за одне ціле з валом; довжина маточини lм = 70 мм; ширина вінця b2 = 88 мм.
Окреслюємо внутрішню стінку корпуса:
а) приймаємо зазор між торцем маточини і внутрішньою стінкою
корпуса
А1 = 1,2 δ = 1,2. 8 ≈ 10 мм;
б) приймаємо зазор від кола вершин зубців колеса до
внутрішньої стінки корпуса А = δ;
в) приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника
ведучого вала і внутрішньою стінкою корпуса А = δ;
Попередньо намічаємо радіальні шарикові підшипники середньої
серії, габарити підшипника вибираємо по діаметру вала в місці посадки
підшипників dп1 = 40 мм, dп2 = 50 мм.
Таблиця
2
Розміри
підшипників
Умовне познач. підшипника
|
d
|
D
|
B
|
Вантажепід’ємність, к Н
|
|
Розміри, мм
|
С
|
С0
|
308
|
40
|
90
|
23
|
41,0
|
22,4
|
310
|
50
|
110
|
27
|
65,8
|
36,0
|
Виміром знаходимо відстані на ведучому валу l1 = 52 мм; на веденому валу l2 = 56 мм, l3 = 79 мм.
8.
Перевірка довговічності підшипників
Ведучий вал (у відповідності до рисунка 6)
З попередніх розрахунків маємо Ft = 4250 Н, Fr = 1804Н, Fα = 2554Н,
З першого
етапу компонування l1 = 52 мм;l0=82
Реакції опор у площині xz
Rx1
= Rx2 = = =
2125Н,
у площині yz
Ry1
= (Fr l1 + Fα) = (1804. 52 + 2554) = 902 Н,
Ry2
= (Fr l1 - Fα )
= (1804. 52 - 2554 )
= 902 Н.
Перевірка:
Ry1
+ Ry2 - Fr = 902 + 902 - 1804= 0Н.
Побудова епюри My:
My2
= 0;
My3
= Rx2. l1
= 2125. 52 = 110500 Н мм;
My1
= 0.
Побудова епюри Mx:
Mx2 = 0;
Mx3спр = - Ry2. l1 = - 902. 52 = 46904 Н мм;
Mx3зл = - Ry2.
l1
- Fα. =
- 902. 52 +25544 = -11148Н мм;
Mx1
= 0;
Сумарні реакції
Pr1
= = =
2309 Н,
Pr2
= = =
2309 Н.
Намічаємо радіальні кулькові підшипники 308 (таблиця Р.1)d = 40 мм; D=90 мм; B = 23
мм; С = 41,0 к Н; Со = 22,4 к Н.
Еквівалентне навантаження за формулою:
Рэ = (X V Pr1
+ Y Pα) Kб КТ,
де радіальне навантаження Pr1 = 2309 Н, осьове навантаження Pα = Fα = 2554 Н,
V = 1
(обертається внутрішнє кільце),коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових
конвеєрів Kб = 1, КТ = 1 (таблиця С.2)
Відношення = =
0,114; цій величині відповідає (таблицею С.3) е ≈ 0,303.
Відношення = =
1,106> е; X = 0,56, Y = 1,441.
Pе = (0,56. 2309 + 1,441. 2554) ≈ 4972 Н.
Розрахункова довговічність, млн. об.
L = = =
561 млн. об.
Розрахункова довговічність, год.:
Lh = = = 9,6. 103 год.
Навантаження на вал від ланцюгової передачі Fв = 3566 Н.
Складові цього навантаження
Fв = Fвy = Fв sinγ = 3566. 0,7071 = 2522 Н.
З першого етапу компонування l2 = 56мм,l3 = 79мм.
Реакції опор
у площині xz
Rx3
= (Ft l2 - Fвx l3) = (4250. 56 - 2522. 79) = 1092 Н,
Rx4
= [Ft l2 + Fвx (2l2
+ l3)]
= [4250. 56 + 2522 (2. 56 + 79)] = 5674 Н.
Перевірка:
Rx3
+ Rx4 - (Ft + Fвx) = 1092 + 5674 - (4250 + 2522) = 0.
У площині yz
Ry3
= (Ft l2 - Fα +
Fвy l3)
= (4250. 56 - 1804 + +
2522. 79) =
=
1929Н,
Ry4
= [- Ft l2 - Fα +
Fвy (2l2
+ l3)]
= [-1804. 56 - 2554 +
+ 2522 (2. 56 + 79)] = 2647 Н.
Перевірка:
Ry3 + Fвy - (Ft + Ry4) = 1929 + 2522 - (4250 + 2647) = 0
Сумарні реакції:
Pr3
= = =
2220 Н,
Pr4
= = = 6261 Н.
Побудова епюри Мy:
My4спр = 0;y4зл
= Fвx l3 = 2522. 79 = 199238 Н мм;
My3спр = - Ry4 l2
= - 2647. 56 = - 61488 Н мм;
My3зл = 0.
Побудова епюри Мx:
Mx4спр = 0;
Mx4зл = Fвx l3
= 2522. 79 = 199238 Н мм;
Mx3спр = - Ry4 l2 + Fвy
( l2
+ l3
) = - 2647. 56 +2522 (56 + 79) = 192238Н мм;
Mx3зл = - Ry4 l2 - Fα. +
Fвy ( l2
+ l3 )
= - 2647. 56 - 2554 + 2522 (56 +
+
79) = 49214 Н
мм;
Mx3
= 0.
Вибираємо підшипники по більш навантаженій опорі 4. Кулькові радіальні
підшипники 311 середньої серії (таблиця Р.1): d = 55
мм,D = 120 мм,В = 29 мм,C = 71,5
к Н,Со = 41,5 к Н.
Відношення = =
0,062,
цій величині (таб С.3) відповідає е ≈ 0,264.
Відношення = =
0,408 > е, отже X= 0,56, Y = 1,678.
Тому
Pe = Pr4 V Kδ KТ = 6261. 1. 1,2. 1 = 9351Н.
Приймемо Kδ = 1,2, зважаючи, що ланцюгова передача
підсилює нерівномірність навантаження.
Розрахункова довговічність, млн. об.
L = = ≈ 447 млн. об.
Розрахункова довговічність, год.
Lh = = ≈
31 год.
9.
Перевірка міцності шпонкових з’єднань
Шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перетинів
шпонок і пазів і довжини шпонок - за ГОСТ 23360-78.(таблицею Т.1)
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання й умова міцності за формулою:
» ≤ [sзм]
Допустимі напруження зминання при сталевій маточині [sзм]
= 100 ч 200 МПа, при чавунній [sзм] = 50 ± 70 МПа.
Ведучий вал: d = 32 мм, b h
= 10 ´ 8 мм, t1 = 5 мм, довжина шпонки l
= 70 мм, момент на ведучому валу T1=119. 10і
Н×мм
sзм= 2 119 10і /32(8-5)
(70-10) = 41,3МПа < [ sзм]
(матеріал напівмуфт МПВП - чавун марки СЧ 20).
Ведений вал
З двох шпонок - під зубчастим колесом і під зірочкою - більш
навантажена друга. Перевіряємо шпонку під зірочкою: d = 52
мм, b ´ h = 16 ´ 10 мм, t1= 6 мм, довжина шпонки l =63 мм, момент Т2= 476×103 Н×мм
sзм = 2.
476. 103/52(10-6) (63-16) = 97,4МПа <
[sзм]
Умову sзм > [sзм]
- виконано.
10. Уточнений
розрахунок валів
Ведений вал ( рисунок 7).
Матеріал вала - сталь 40Х поліпшена; sв = 930 МПа ( таблиця В.1)
Границі витривалості s-1= 0,43×930=400МПа і t-1= 0,58∙400= 232 МПа.
Перетин А-А. Діаметр вала в цьому перетині 55 мм.
Концентрація напружень обумовлена наявністю шпонкової канавки ks=l,90 і kτ=1,9 масштабні фактори εs= 0,675, εt=0,675 (таб У.2); коефіцієнти
ys= 0,2 і yτ= 0,1
Крутний момент Т2 =476×103 Н×мм.
Згинальний
момент у горизонтальній площині
М΄=Rх3×l2=1098×56 =61488 Н×мм.
Згинальний момент у вертикальній площині
Сумарний згинальний момент у перетині А-А
Момент опору крученню (d = 60 мм; b = 18мм; t1=7мм)
Момент опору згинанню (таблиця У.1 )
Aмплітуда нормальних напружень згинання
середнє напруження sm=0.
Коефіцієнт
запасу міцності за нормальними напруженнями
Коефіцієнт
запасу міцності за дотичними напруженнями
Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину А-А
Перетин К-К. Концентрація напружень обумовлена посадкою
підшипника з гарантованим натягом (таб У.3);
МПа
і МПа; Приймаємо ys=0,2 і yt=0,1.
Згинальний момент
4=Fв×l3=3566 × 79 » 281714 Н×мм.
Осьовий момент опору
Амплітуда
нормальних напружень
;
Полярний
момент опору
Wp=2W=2×16334=32668ммі.
Амплітуда і
середнє напруження циклу дотичних напружень
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями
Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями
Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину К-К
Перетин Б-Б. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпонкової
канавки ( таблиця У.1 ): і ; і 695
Згинальний момент (покладемо =
47 мм)
Момент опору перетину нетто при b=16 мм
і =6 мм
Амплітуда нормальних напружень згинання
Момент опору крученню перетину нетто
Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень
Коефіцієнти запасу міцностi
Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину Б-Б
Таблиця
3
Результати перевірки міцності
Перетин
|
А-А
|
К-К
|
Б-Б
|
Коефіцієнт запасу s
|
6
|
5,1
|
6,7
|
В усіх перетинах S > [S]
11. Змащування редуктора
Змащування зубчастого зачеплення відбувається зануренням
зубчастого колеса в масло, яке заливають всередину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10
мм. Об'єм масляної ванни V
визначаємо з розрахунку 0,25 дм3 масла на 1 квт переданої
потужності:
V = 0,25×12,1 3,025 дм3.
За таблицею Ф.1 установлюємо в'язкість масла. При контактних
напруженнях = 475МПа і швидкості V = 2,85 м2/с
рекомендована в'язкість масла приблизно повинна дорівнювати 28×10
м2/с. За таблицею Ф.2 приймаємо масло індустріальне И-ЗОА (за ГОСТ
20799-75).
Камери підшипників заповнюємо пластичним змащувальним матеріалом УТ-1
(таблицею Ф.3), періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.