Розрахунок одноступінчатого редуктора

Розрахунок одноступінчатого редуктора

Зміст

Вступ

. Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунок приводу

. Розрахунок механічних передач

. Розрахунок зубів на витривалість при згині

. Перевірочний розрахунок на витривалість при згинанні максимальним навантаженням

. Розрахунок клинопасової передачі

. Розрахунок валів редуктора

. Вибір підшипників для опор валів

. Вибір та перевірний розрахунок шпонкових з’єднань

. Вибір мастила

. Вибір та перевірний розрахунок муфти

Висновок

Список використаний джерел

Вступ

Технічний рівень народного господарства в значній мірі визначається розвитком машинобудування. Тому необхідно використовувати весь проектно-конструкторський потенціал для проектування та виробництва в подальшому високопродуктивних засобів праці, що мають високі техніко-економічні показники.

В основі розвитку машинобудування відбувається комплексна механізація та автоматизація виробничих процесів в промисловості, будівництві, сільському господарстві, в транспорті.

Одним з напрямів вирішення цієї задачі є розвиток конструкцій та покращення методів розрахунку створюваних машин і підготовка висококваліфікованих інженерів широкого профілю.

Метою курсового проектування з дисципліни: «Деталі машин» - зміцнення та поглиблення знань та навичок в процесі виконання даної роботи. Тематика - розрахунок та проектування приводу до стрічкового конвеєра. Привід включає в себе циліндричну прямозубу передачу з внутрішнім зачепленням та клинопасову передачу.

Розрахунок приводу починається з вибору електропривода за визначеною потужністю та умовами експлуатації.

електродвигун конвеєр редуктор підшипник

1. Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунок приводу

Дано:

-двигун, 2 - пасова передача, 3- редуктор, 4 - муфта, 5 - барабан.

. Визначення потужності на вихідному валу привода.

. Розрахункова потужність електродвигуна

,

де h_муфт = 0,96 - ККД муфти,

h_зуб = 0,995 - ККД зубчатої передачі,

h_п.п. = 0,995 - ККД пари підшипників,

h_пас = 0,98 - ККД пасової передачі.

. Обираємо з каталогу марку двигуна

Обиремо з каталогу марку двигуна, але при умові: N_кат.дв> N_{роз.двиг.}

Отже обираємо двигун марки 4А160S4Y3, з такими характеристиками:_двииг.=15КВт,= 1465 хв^-1,

ККД = 0,89,

Коефіцієнт потужності = 0,88,

М_max/М_min = 2,2/2,6,

Число полюсів - 2.

. Визначимо передаточне число привода

5. Потужність на окремих валах привода

. Частота обертання окремих валів

. Кутові швидкості

. Крутний момент

9. Таблиця кінематичних та силових параметрів привода

. Розрахунок механічних передач

Розрахунок закритої циліндричної прямозубої передачі з внутрішнім зачеплення, одноступінчастого редуктора загального призначення

Номінальна потужність, що передається шестернею:₂ = 11.907 кВт,.

Частота обертання шестерні n = 549,92 хв^-1, передаточне число редуктора U=5, строк роботи передачі 1085,9 год.

За табличними даними визначаємо матеріал для шестерні та колеса:

-        шестерня: HB = 260МПа, s_в = 1000 МПа, s_т = 800 МПа;

-        колеса: НВ = 230МПа, s_в = 750МПа, s_т = 520МПа.

Визначимо t_S з графіка навантаження:

_S = 365×C×L_год×К_год×К_доб = 365 × 1 × 5 × 0,7 × 0,85 = 1085,9 год.,

де С - кількість робочих змін,_год - строк служби приводу, років,

К_год - коефіцієнт використання приводу за год.,

К_доб - коефіцієнт використання приводу за добу._екв.=1085,9 × (1³ × 0,23 + 0,8³ × 0,48 + 0,5³ × 0,29) = 4447,8 год.

1.       Визначимо допустиме напруження згину для шестерні.

.

Проте спочатку знаходимо межу міцності зубів при згині :

.

Границя витривалості зуба при згині:

К_FC = 1 - коефіцієнт, що враховує прикладання двостороннього навантаження.

Коефіцієнт довговічності:

,

Де N_FO = 4×10⁶ - базове число циклів зміни напруг,_FL1 = 60× n₁^× t = 60×1465×4447,8 = 390,9×10⁶ - еквівалентне число циклів зміни напруги,_f= 6 при НВ<350. так як N_FL1> N_FO приймаємо К_FL1 = 1.

Коефіцієнт безпеки:

_S = 1 -коефіцієнт. Що враховує чутливість матеріалу,_R =1 - коефіцієнт, що враховує шорсткість зуба.

Отже:

. Допустиме напруження згину для зуба колеса:

Проте спочатку знаходимо межу міцності зубів при згині :

.

Границя витривалості зуба при згині:

К_FC = 1 - коефіцієнт, що враховує прикладання двостороннього навантаження.

Коефіцієнт довговічності:

,

Де N_FO = 4×10⁶ - базове число циклів зміни напруг,

N_FL2 = 60× n₂^× t = 60×550×4447,8 = 147×10⁶ - еквівалентне число циклів зміни напруги, m_f= 6 при НВ<350. так як N_FL1> N_FO приймаємо К_FL1 = 1.

Коефіцієнт безпеки:

_S = 1 -коефіцієнт. Що враховує чутливість матеріалу,_R =1 - коефіцієнт, що враховує шорсткість зуба.

Отже:

Допустиме напруження згину на дію максимального навантаження для шестерні та колеса.

Проте спочатку знаходимо межу міцності зубів при згині, що не викликає залишкові деформації:

.

Коефіцієнт безпеки:

_S = 1 -коефіцієнт. Що враховує чутливість матеріалу,

Отже:

.

Допустима напруги згину при розрахунку на дію максимального навантаження для зуба колеса, така ж як для зуба шестерні адже вони зроблені з того ж самого матеріалу.

Допустиме контактне напруження:

для зуба шестерні:

[s_FM1] = 2,8s_т = 2,8×270 = 756МПа,

для зуба колеса:

[s_FM2] = 2,8×s_т = 728 Мпа.

. Розрахунок зубів на витривалість при згині

Знаходимо модуль зачеплення:

.

Визначимо величини необхідні для розрахунку

-        номінальний крутний момент на шестерні:

Т_F1 = 9550×10³N₁/n₁ = 9550×10³×11,9/549,92=206,7×10³ Н×мм.

-        К_Fa = 1 - коефіцієнт, що визначає розподілення навантаження між зубами,

-        y_d = 0.5 - коефіцієнт ширини зубчатого вінця,

         К_{Fb =} 1.9 - коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження,

Орієнтовочна колова швидкість колес:

,

при даній швидкості необхідна ступінь точності 9 - я.

-        К_Fv = 1,2325 - коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження.

-        Число зубів шестерні z₁ = 17, число зубів колеса z₂ = 5×17 = 85,

         Коефіцієнт форми зуба для шестерні У_F1 =4,25, для колеса У_F2 = 3,6,

         У_b = 1, коефіцієнт, що враховує кут нахилу зуба.

Отже:

,

Отримане значення модуля округлюємо до стандартного, отже m=5.

Діаметр шестерні: d_w1 = m×z₁ = 5×17=85мм.

Розрахункова колова швидкість колес:

. Перевірочний розрахунок на витривалість при згинанні максимальним навантаженням

Розрахункове напруження згину від максимального навантаження

.

Визначимо навантаження згину в зубах шестерні:

Визначимо навантаження згину в зубах колеса:

.

Напруга згину від максимального навантаження в зубах шестерні: s_FM1 = 220×2=440 Мпа <[s_FM1]=475Мпа, в зубах колеса s_FM2 = 205×2=410Мпа <[s_FM1]=475Мпа.

.Перевірочний розрахунок зубів на контактне напруження при дії максимального навантаження.

Розрахункове напруження, при дії максимального навантаження:

Знаходимо контактне напруження від номінального навантаження

, де

-        Z_H = 1,76 - коефіцієнт, що враховує форму поверхонь,

-        Z_М = 275 Мпа - коефіцієнт. Що враховує механічні характеристики зубчатих колес,

         Z_e - коефіцієнт торцевого перекриття

Отже:

Напруга від максимального навантаження:

s_НМ = 232 × 1,41 = 327,12 Мпа<[s_НМ2] = 644 Мпа.

Отже параметри передачі: m = 5, z₁ = 17, z₂ = 85, d_w1 = 85 мм, d_w2 = 425 мм, b = 44 мм.

Міжосьова відстань а_w = (d_w2 - d_w1)/2 = (425 - 85)/2 = 170 мм.

. Розрахунок клинопасової передачі

Для розрахунку жданої передачі використаємо такі вихідні дані: N₁ = 12,403кВт, n₁ = 1465 хв^-1, U_пас = 2,664, Т₁ = 80,886Н×м.

1.       Відповідно до крутного моменту з таблиць обираємо пас «Б» з відповідними розмірами: b_p = 14мм, h=10,5 мм, b₀ = 17 мм, у₀ = 4,0мм, F₁ = 1,38 см².

2.       діаметр меншого шківа обираємо з таблиць d_р1 = 140мм.

.        Діаметр великого шківа визначимо за формулою:

_р2 = 400 мм, з ряду стандартних значень.

4.       Фактичне передаточне число за формулою:

5.      
Швидкість ремня:

. Частота обертання веденого валу:

. Міжосьова відстань:

.Розрахункова довжина ремня:

Стандартна довжина ремня L=1800 мм.

. За стандартною довжиною ремня уточнюємо міжосьову відстань:

Мінімальна міжосьова відстань для зручності монтажа та зняття ременя

а_{min =} а -0,01L = 458 - 0,01 × 1800 = 440 мм.

Максимальна міжосьова відстань для створення натягу ременя:

а_max = a + 0,025L = 458 + 0,025×1800 = 503 мм.

. Кут обхвату на меншому шківі:

. Початкова довжина ремня L₀ = 2240 мм. Відносна довжина ремня L/L₀ = 1800/2240 = 0,8.

. Коефіцієнт довжини С_L = 0,95.

. Початкова потужність при d_р1 = 140 мм, V = 10,73 м/с, N₀ = 2,9 Вт.

.Коефіцієнт кута захвату С_a = 0,92.

.Поправка до крутного моменту на передаточне число DТ_і = 3,1Н×м.

. Поправка до потужності DN_i = 0,0001 DТ_і n₁= 0,0001 × 3,1 × 1465 = 0,5 кВт.

. Коефіцієнт режиму роботи при вказаному навантаження С_р =1.

.Допустима потужність на один ремень:

.Розрахункова кількість ременів

. Коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження С_Z = 0.9.

. Дійсна кількість ремнів в передач іза формулою:

. Приймаємо число ремнів z^» = 5.

.Сила початкового натягу одного клинового ременю:

. Зусилля, що діє на вали передачі

. Розміри ободів шківів: l_p = 14 мм, l = 10,8 мм, b = 4,2 мм, І = 19±мм, f = 12,5±²₁ мм, r = 1 мм, h_1min = 8 мм, a₁ = 34⁰, a₂ = 38⁰.

. Зовнішні діаметри шківів

.Ширина ободів шківів за формулою:

. Розрахунок валів редуктора

Орієнтовочний розрахунок валів. Перша компоновка

Завданням компановочного креслення редуктора являється визначення розмірів валів, а також відстані між опорами та місцевим прикладанням навантажень. Допоміжним завданням є попередній вибір підшипників.

. Розрахунок швидкохідного вала.

Визначимо діаметр вала в небезпечному перерізі:

Приймаємо d = 40 мм - кратний п’яти. Попередньо приймаємо підшипник шариковий радіальний однорядний середньої серії за ГОСТ - 8338-75 з параметрами: d = 40 мм, D = 90 мм, b = 23 мм.

. Розрахунок тихохідного вала.

Визначимо діаметр вала в небезпечному перерізі:

Приймаємо d = 65 мм - кратний п’яти. Попередньо приймаємо підшипник шариковий радіальний однорядний легкої серії за ГОСТ - 8338-75 з параметрами: d = 65 мм, D = 120 мм, b = 23 мм.

Розрахунок швидкохідного валу

Основним навантаженням, що діють на вали редуктора, є зусилля в зубчастих зачепленнях.

Визначаємо сили в зачеплення.

Колова сила:

Радіальна сила: , де a - кут зачеплення.

Розрахунок приводимо з побудовою епюр згинальних моментів:

а) вертикальна площина

Перевірка:

Моменти, що діють у перерізах, будуємо епюри у вертикальній площині

ділянка (0 £ х £ 148,5)

М_х=0;

ділянка (148,5 £ х £271,5)

М_х = R_BX × (x-a),

М_х=148,5 = 0,

М_х=271,5 = 2856,5 × (271,5 - 148,5) = 351350 Н×мм;

ділянка (0 £ х £ 71,5)

М_х = F_t × x

М_х=71,5 = 4914 ×71,5 =351350 Н×мм.

б) горизонтальна площина

Перевірка:

Моменти, що діють в перерізах, будуємо епюру у горизонтальній площині

ділянка (0 £ х £148,5)

М_х = R × х

М_х=0=0;

М_х=148,5=2058,8 × 148,5 = 305731,8 Н×мм

ділянка (148,5 £ х £271,5)

М_х = R× х - R_BY × (x-a),

М_х=148,5 = 2058,8 × 148,5 = 305731,8 Н×мм,

М_х=271,5 = 2058,8 × 271,5 - 3504,5 × (271,5 - 148,5) = 127911×мм;

ділянка (0 £ х £ 71,5)

М_х = F_r × c

М_х=71,5 = 1789 × 71.5 =127911 Н×мм.

З метою врахування одночасного впливу на міцність вала моментів у горизонтальній та вертикальній площинах визначаємо результуючий згинальний момент, значення якого умовно відображається на відповідній епюрі в одній площині.

Потім визначаємо внутрішній крутний момент М_кр, по всій довжині вала діє крутний момент Т = 206861 Н.

Визначимо зведений внутрішній згинальний момент М_зв - є умовним згинаючим моментом, який замінює одночасну дію згинального та крутного моменту:

Визначимо діаметр вала в характерних точках

[s_-1] - допустиме знакопереміне напруження для вала

Розрахунок тихохідного вала

Основним навантаженням, що діють на вали редуктора, є зусилля в зубчастих зачепленнях.

Визначаємо сили в зачеплення.

Колова сила:

Радіальна сила: , де a - кут зачеплення.

Розрахунок приводимо з побудовою епюр згинальних моментів:

а) вертикальна площина

Перевірка:

Моменти, що діють у перерізах, будуємо епюри у вертикальній площині

ділянка (0 £ х £ 68)

М_х=R_BX × х

М_х=0=0;

М_(х=68)=2228,7 × 68 = 151551,6 Н×мм,

ділянка (68 £ х £127,5)

М_х = R_BX ×a - F_t(х-а)

М_(х=68)= 151551,6 Н×мм,

М_(х=127,5)= 151551,6 - 4743,8 (127,5-68) = 0 Н×мм

ділянка (0 £ х £ 115,5)

М_х = 0

б) горизонтальна площина

Перевірка:

Моменти, що діють в перерізах, будуємо епюру у горизонтальній площині

ділянка (0 £ х £68)

М_х = - R_ВУ × х

М_х=0=0;

М_х=68= - 805,7 × 68 = - 5478,6 Н×мм

ділянка (68 £ х £127,5)

М_х = - R_BY × x + F_r × (х - а),

М_х=68 = -5478,5 Н×мм,

М_х=127,5 = -5478,6 × 127,5 +1726,6 × 59,5 =0 Н×мм;

ділянка (0 £ х £ 115,5)

М_х = 0

З метою врахування одночасного впливу на міцність вала моментів у горизонтальній та вертикальній площинах визначаємо результуючий згинальний момент, значення якого умовно відображається на відповідній епюрі в одній площині.

Потім визначаємо внутрішній крутний момент М_кр, по всій довжині вала, окрім першої частини а = 68 мм, діє крутний момент Т = 1008055 Н.

Визначимо зведений внутрішній згинальний момент М_зв - є умовним згинаючим моментом, який замінює одночасну дію згинального та крутного моменту:

Визначимо діаметр вала в характерних точках

[s_-1] - допустиме знакопереміне напруження для вала

Перевірочний розрахунок валів на витривалість

Розрахунок вала на опір утомі виконується, як перевірочний. Він полягає у визначенні розрахункових коефіцієнтів запасів міцності у небезпечних перерізах.

Перевірочний розрахунок швидкохідного вала.

Матеріал вала - 40 Х, нормалізована, границя міцності s_в = 1000 МПа; s_-1 = 450 Мпа - границя витривалості при симетричному циклі зміни напружень згину, t_-1 = 25о Мпа - границя витривалості при симетричному циклі напружень кручення; коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу - y_s = 0,15, y_t = 0,1.

Перевіряємо запас міцності по границі витривалості перерізу 1-1

1.       Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні від шпонкового паза К_s =2,27, К_t=1,17.

Масштабні коефіцієнти e_s = 0,79, e_t = 0,69. коефіцієнти стану поверхні при шорсткості R_а = 2,5 мкм, К_sⁿ = К_tⁿ =1,18.

Сумарні згинаючі моменти імовірно в небезпечних перерізах: 1 - 1, 2-2, відповідно М1 = 305731Н×мм, М2 = 373909 Н×мм.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень:

2.       Для посадки Н7/h6 за табличними даними для d = 35 мм, приймаємо К_sD = 3,1, К_tD=1,86/

3.       Визначаємо запас міцності для нормальних напружень

Де s_а - амплітуда номінальних напружень згину, Wо = 4288 мм³ - осьовий момент опору площі при d = 35 мм.

4.       Визначаємо запас міцності для дотичних напружень

Де Wр = 8575 мм³ - полярний момент опору при d = 35мм.

Амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення:

t_а = t_т = t/2 = 24,12/2 = 12,1 Мпа.

Запас міцності для дотичних напружень

5.      
Загальний запас міцності в перерізі 1 -1

.

Перевіряємо запас міцності по границі витривалості перерізу 2 - 2

Галтельний перехід від діаметра 55 мм до 40 мм.

1.       Визначимо співвідношення h/r = 2,5/2,5 = 1, r/d = 2,5/40 = 0,062.

Коефіцієнти концентрації напружень в галтелі при згині та кручені:

К_s = 1,84; К_t = 1,52.

Масштабний фактор при згині та крученні: e_s = 0,79; e_t = 0,69.

Коефіцієнти стану поверхні при жорсткості галтелі: Ra = 2,5 мкм, К_sⁿ = К_tⁿ = 1,18.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень:

Амплітуда номінальних напружень згину

Номінальне напруження згину

Амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення

t_а = t_т = t/2 = 16,2/2 = 8,1 Мпа.

. Запас міцності для нормальних напружень

. Запас міцності для дотичних напружень

. Загальний запас міцності в перерізі 2-2

Перевірочний розрахунок тихохідного вала

Матеріал вала - 40 Х, нормалізована, границя міцності s_в = 1000 МПа; s_-1 = 450 Мпа - границя витривалості при симетричному циклі зміни напружень згину, t_-1 = 25о Мпа - границя витривалості при симетричному циклі напружень кручення; коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу - y_s = 0,15, y_t = 0,1.

Перевіряємо запас міцності по границі витривалості перерізу 1-1

. Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні від шпонкового паза К_s =2,27, К_t=1,17.

Масштабні коефіцієнти e_s = 0,79, e_t = 0,69. коефіцієнти стану поверхні при шорсткості R_а = 2,5 мкм, К_sⁿ = К_tⁿ =1,18.

Сумарні згинаючі моменти імовірно в небезпечних перерізах: 1 - 1, 2-2, відповідно М1 = 772303 Н×мм, М2 = 1008055 Н×мм, М3 = 1008055 Н×мм.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень:

2.       Для посадки Н7/h6 за табличними даними для d = 70 мм, приймаємо К_sD = 2,74, К_tD=1,56

3.       Визначаємо запас міцності для нормальних напружень

Де s_а - амплітуда номінальних напружень згину, о = 34300 мм³ - осьовий момент опору площі при d = 70мм.

4.       Визначаємо запас міцності для дотичних напружень

Де Wр = 68600 мм³ - полярний момент опору при d = 70мм.

Амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення:

t_а = t_т = t/2 = 14,7/2= 7,35 МПа.

Запас міцності для дотичних напружень

5.       Загальний запас міцності в перерізі 1 -1

.

Перевіряємо запас міцності по границі витривалості перерізу 2 - 2

Галтельний перехід від діаметра 70 мм до 65 мм.

1.       Визначимо співвідношення h/r = 2,5/2,5 = 1, r/d = 2,5/70 = 0,036.

Коефіцієнти концентрації напружень в галтелі при згині та кручені:

К_s = 1,84; К_t = 1,52.

Масштабний фактор при згині та крученні: e_s = 0,79; e_t = 0,69.

Коефіцієнти стану поверхні при жорсткості галтелі: Ra = 2,5 мкм, К_sⁿ = К_tⁿ = 1,18.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень:

Амплітуда номінальних напружень згину

Номінальне напруження згину

Амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення

t_а = t_т = t/2 = 18,4/2 = 9,2 МПа.

. Запас міцності для нормальних напружень

3. Запас міцності для дотичних напружень

. Загальний запас міцності в перерізі 2-2

Перевіряємо запас міцності по границі витривалості перерізу 3-3

. Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні від шпонкового паза К_s =2,27, К_t=1,17.

Масштабні коефіцієнти e_s = 0,82, e_t = 0,72. коефіцієнти стану поверхні при шорсткості R_а = 2,5 мкм, К_sⁿ = К_tⁿ =1,18. М3 = 1008055 Н×мм.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень:

2.       Для посадки Н7/h6 за табличними даними для d = 55 мм, приймаємо К_sD = 2,74, К_tD=1,56

3.       Визначаємо запас міцності для нормальних напружень

Де s_а - амплітуда номінальних напружень згину, Wо = 21600 мм³ - осьовий момент опору площі при d = 60 мм.

4.       Визначаємо запас міцності для дотичних напружень

Де Wр = 43200 мм³ - полярний момент опору при d = 60мм.

Амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення:

t_а = t_т = t/2 = 23,3/2= 11,65 МПа.

Запас міцності для дотичних напружень

5.       Загальний запас міцності в перерізі 1 -1

.

. Вибір підшипників для опор валів

Розрахунок підшипників вхідного валу.

Необхідно підібрати підшипники для швидкохідного валу циліндричного одноступінчатого редуктора при наступних даних:

-        радіальне навантаження на підшипник 1 (на лівій опорі):

-        радіальне навантаження на підшипник 2 (на правій опорі)

.

Частота обертання вала n = 549,9 хв^-1.

Посадочні діаметри вала під підшипники 40 мм.

Коефіцієнт обертання кільця V = 1.

Коефіцієнт безпеки К_s = 1.

Температурний коефіцієнт К_т = 1.

Необхідна довговічність t = 4447,8 год.

1.  Приймаємо попередньо кульковий радіальний підшипник середньої серії 308 по ГОСТ 8338 - 7 у якого динамічна вантажопідйомність С = 31900 Н.

2.       Еквівалентне розрахункове навантаження:

-        для підшипника І - Р₁ = V × F_r1 × К_s × К_т = 1 × 4521,2 × 1 × 1 = 4521,2 Н

-        для підшипника ІІ - Р₂ = V × F_r2 × К_s × К_т = 1 × 7778 × 1 × 1 = 7778 Н.

Оскільки для обох опор підшипники обирають одинакові, то подальший розрахунок ведемо по найбільш навантаженому підшипнику.

3.  Визначимо довговічність підшипника

4.  Визначаємо динамічну вантажопідйомність підшипника

Приймаємо підшипник 7308 за ГОСТ 333 - 79, радіально - упорний, конічний з наступними даними: d = 40 мм, D = 90 мм, B = 23 мм, d₂ = 50 мм, D₂ = 85 мм, r = 2,5 мм, C = 61000 Н.

.2. Розрахунок підшипників вихідного валу.

Необхідно підібрати підшипники для тихохідного валу циліндричного одноступінчатого редуктора при наступних даних:

-        радіальне навантаження на підшипник 1 (на лівій опорі):

-        радіальне навантаження на підшипник 2 (на правій опорі)

.

Частота обертання вала n = 109,98 хв^-1.

Посадочні діаметри вала під підшипники 65 мм.

Коефіцієнт обертання кільця V = 1.

Коефіцієнт безпеки К_s = 1.

Температурний коефіцієнт К_т = 1.

Необхідна довговічність t = 4447,8 год.

5.  Приймаємо попередньо кульковий радіальний підшипник легкої серії 213 по ГОСТ 8338 - 75 у якого динамічна вантажопідйомність С = 44900Н.

6.       Еквівалентне розрахункове навантаження:

-        для підшипника І - Р₁ = V × F_r1 × К_s × К_т = 1 × 2369,8 × 1 × 1 = 2369,8 Н

-        для підшипника ІІ - Р₂ = V × F_r2 × К_s × К_т = 1 × 2692,4 × 1 × 1 = 2692,4 Н.

Оскільки для обох опор підшипники обирають одинакові, то подальший розрахунок ведемо по найбільш навантаженому підшипнику.

7.  Визначимо довговічність підшипника

8.  Визначаємо динамічну вантажопідйомність підшипника

Оскільки розрахункова динамічна вантажопідйомність менша за розрахункову, то приймаємо цей підшипник, з наступними даними: d = 65 мм, D = 120 мм, B = 23 мм, d₂ = 74 мм, D₂ = 111 мм, r = 2,5 мм, C =44900 Н.

8. Вибір та перевірний розрахунок шпонкових з’єднань

Вхідний вал

Вибираємо шпонку призматичну з округлими торцями для діаметра вала 35 мм., для якої по ГОСТ 23360-78 вибираємо параметри:= 10 мм, h = 8 мм, l = 80 мм, t₁ =5 мм, t₂ = 3,3 мм.

Розраховуємо шпонку з матеріалу Ст5

Розраховуємо обрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз, допустиме напруження [s_зм] = 50МПа

Де l_р = І - b = 80-10 = 70 мм.

Для діаметра вала 35 мм, обираємо параметри шпонки: b = 10 мм, h = 8 мм, l = 40 мм, t₁ =5 мм, t₂ = 3,3 мм.

Розраховуємо обрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз, допустиме напруження [s_зм] = 50 МПа

Де l_р = І - b = 40 - 10 = 70 мм.

Вихідний вал

Для діаметра вала 70 мм обираємо шпонку з таким параметрами: b = 18 мм, h = 11 мм, l = 50 мм, t₁ =7 мм, t₂ = 4,4 мм.

Розраховуємо обрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз, допустиме напруження [s_зм] = 50 МПа

Де l_р = І - b = 50 - 18 = 32 мм.

Для діаметра вала 55 мм обираємо шпонку з таким параметрами: b = 16 мм, h = 10мм, l = 70 мм, t₁ =6 мм, t₂ = 4,3 мм.

Розраховуємо обрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз, допустиме напруження [s_зм] = 50 МПа

Де l_р = І - b = 70 - 18 = 52 мм.

. Вибір мастила

Закриті зубчасті передачі при коловій швидкості V = 1.92 м/с<15 м/с змащуються зануренням їх в мастило, а також за рахунок масляного туману, який утворюється за рахунок великої колової швидкості.

Контактне напруження при швидкості V = 1,92 м/с дорівнює 468 МПа. За цими даними вибираємо необхідну в’язкість мастила m = 85 мм²/с і вибираємо мастило: індустріальне леговане для зубчастих передач ИРП - 150 одноступінчастого редуктора.

V = 0,5 × N = 0,5 × 6963 = 3481,5 см³

Визначимо найменший рівень мастила:

,

де b і І - відповідно ширина і довжина внутрішньої полості редуктора.

10. Вибір та перевірний розрахунок муфти

Приймаємо зубчасту муфту за ГОСТ 5006-55, з параметрами d = 55 мм. Допустимий крутний момент Т = 14000 Н×м.

Перевіряємо зубці муфти на зминання за формулою:

де Т = 998,5 Н×м - крутний момент,= 40, кількість зубців, = 3 мм = 0,003 м - модуль зубців,

І = 0,020 м - ширина зуба.

Вибираємо цю муфту так, як вона відрізняється простою конфігурацією і зручністю монтажу та демонтажу.

Висновок

В даній курсовій роботі було необхідно спроектувати одноступінчатий циліндричний прямозубий редуктор по заданій потужності на робочому органі та частоті обертання вихідного валу редуктора.

В ході виконання курсової роботи були виконані наступні етапи:

обраний двигун за розрахованою споживчою потужністю та частотою обертання вала двигуна;

було проведено розрахунок зубчатої передачі;

виконаний проектний розрахунок валів, розроблена їх конструкція та ведений вал редуктора перевірений на міцність;

підібрані підшипники;

підібрані та перевірені на міцність шпонки;

підібране мастило для змащування зубчатої передачі та підшипників;

Список використаних джерел

1.       Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин. - К.:Вища школа, 1993. - 55с.

2.       Дунаєв П.Ф., Леликов О.П. Конструювання вузлів та деталей машин. - М.: Вища школа, 1985 - 416 с.

.        Киркач Н.Ф., Баласянан Р.А. Розрахунок та проектування деталей машин. - Х.: Основа, 1991. - 276 с.

.        Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя. - М.: Машиностроение, 1980. - 728 с.

.        Деталі машин. Методичні вказівки. - К.: НУХТ, 2003. - 64 с.