Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Государственное общеобразовательное учреждение

высшего профессионального образования

“Уфимский государственный нефтяной технический университет”

Филиал ГОУ ВПО УГНТУ в г. Салавате

КАФЕДРА"ОБОРУДОВАНИЕ

ПРЕДПРИЯТИЙ НЕФТЕХИМИИ

И НЕФТЕПЕРЕРАБОТКИ"

УТВЕРЖДАЮ

Зав. кафедрой, доцент

____________Н.М. Захаров

“____” ____________2011 г.

Детали машин

Проект привода шнека

курсовая работа

ОПНН - 240801.65 - 00.00.000 ПЗ

Исполнитель:

студент гр. МХ - 05 - 21

А.Ю. Оськин

Руководитель проекта:

доцент Н.М. Захаров

Салават 2011

В данном курсовом проекте я спроектировал и исследовал привод к шнеку. Привод состоит из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и открытой передачи.

В пояснительной записке произвёл расчёты основных параметров редуктора, определил его размеры и габариты.

Графическая часть содержит 4 листа (формат А1) и включает в себя монтажный чертёж привода, сборочный чертёж редуктора и рамы, а также деталировку.

Пояснительная записка содержит 82 страницы, 8 рисунков, 3 таблицы, 5 использованных источников литературы.

Содержание

Введение

1. Литературный обзор

2. Описание конструкции привода

3. Кинематический расчёт привода

4. Расчёт открытой передачи

5. Расчет зубчатых передач редуктора

5.1 Выбор материала зубчатой передачи

5.2 Определение допускаемых контактных напряжений

5.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

5.4 Определение основных параметров цилиндрических передач

6. Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка редуктора

6.1 Проектный расчёт валов

6.2 Эскизная компоновка редуктора

6.3 Конструктивные размеры

7. Проверочный расчёт подшипников

7.1 Нагрузки валов редуктора

7.2 Проверочный расчет подшипников на быстроходном валу

7.3 Проверочный расчет подшипников на промежуточном валу

7.4 Проверочный расчет подшипников на тихоходном валу

8. Проверочный расчет шпоночных соединений

8.1 Быстроходный вал

8.2 Промежуточный вал

8.3 Тихоходный вал

9. Уточнённый расчёт валов

9.1 Быстроходный вал

9.2 Промежуточный вал

9.3 Тихоходный вал

10. Выбор муфт

11. Выбор способа смазки

12. Технология сборки редуктора

Заключение

Список используемых источников

Введение

Машины настолько прочно вошли в жизнь общества, что в настоящее время трудно найти такой предмет или продукт потребления, который был бы изготовлен или доставлен к месту потребления без помощи машин. Без машин невозможно было бы современное развитие науки, медицины, искусства, требующих совершенных инструментов и материалов, были бы невозможны быстрые темпы строительства, а также не могли бы удовлетвориться потребности населения в предметах широкого потребления [1].

На современном предприятии транспортные и технологические линии тесно связанны друг с другом и представляют собой единую производственную систему. Современное массовое и крупносерийное производство машин и изделий разнообразных отраслей промышленности выполняется поточным методом. Поточный метод производства основан на конвейерной передаче изделий от одной технологической операции к другой. Таким образом, конвейеры являются составной, неотъемлемой частью современного технологического процесса. Они устанавливают и регулируют темп производства, обеспечивают его ритмичность, способствуют повышению производительности труда и увеличению выпуска продукции. Тесная связь транспортирующих машин с общим технологическим процессом производства обуславливает высокую ответственность их работы и назначения. Поэтому транспортирующие машины должны быть надежными, прочными, долговечными, удобными в эксплуатации и способными работать в автоматических режимах [2].

Новые машины должны быть спроектированы прочными, долговечными, более дешевыми в изготовлении и экономичными в обслуживании. В данной курсовой работе мы обучаемся навыкам расчёта и конструирования типовых деталей и узлов машин, рационально выбирать материал и форму деталей, выполнять расчеты на прочность, износостойкость и назначать степень прочности и качество обработки поверхностей.

1. Литературный обзор

Приводной механизм служит для приведения в движение тягового и грузонесущего элементов конвейера или непосредственно рабочих элементов в машинах без тягового элемента. По способу передачи тягового усилия различают приводы с передачей усилия зацепления и фрикционные, передающие тяговое усилие трением. Известно также использование сил электромагнитного притяжения для передачи тяговых усилий.

Фрикционные приводы применяют для лент, канатов и круглозвенных цепей; их разделяют на однобарабанные, двух - и трехбарабанные, и специальные с прижимным устройством. Последние устанавливают как при повороте тягового элемента на барабанах, так и на прямолинейных участках. Приводы с передачей тягового усилия зацеплением разделяют на угловые и гусеничные. Гусеничный привод по сравнению с угловым имеет следующие основные преимущества: меньший диаметр приводной звездочки, а следовательно, и меньшие крутящий момент и размеры механизмов при одних и тех же тяговом усилии и скорости конвейера; возможность установки на любом горизонтальном участке трассы конвейера и, следовательно, большие возможности для наивыгоднейшего расположения привода. Недостатки гусеничного привода: некоторая сложность и более высокая стоимость из-за наличия двух звездочек и приводной цепи.

Приводы конвейеров могут обеспечивать тяговому элементу постоянную или переменную скорость движения. Изменение скорости может быть плавное или ступенчатое. Привод конвейера может иметь один, два или три отдельных электродвигателя.

По конструкции составных элементов электрические приводы бывают наборные из открытых передач, полностью редукторные, комбинированные - с редуктором и дополнительными открытыми клиноременной, зубчатой или цепной передачами специальные встроенные.

Приводы транспортирующих машин в большинстве случаев снабжаются остановами и блокируются с предохранительными устройствами [2].

Существуют следующие виды конвейеров: ленточные, пластинчатые, ковшовые, винтовые, вибрационные и роликовые. Винтовые конвейеры, называемые иногда шнеками, отличаются отсутствием передающего движущую силу гибкого тягового элемента.

Винтовые конвейеры применяют для горизонтального или наклонного, под углом до 20? транспортирования, но могут применяться и для вертикального перемещения. Движение материала вверх происходит за счёт силы трения между материалом и кожухом. Возникающей под действием центробежной силы от вращения частиц материала у поверхностей винта.

К достоинствам винтовых конвейеров надо отнести относительно простую конструкцию и несложность ухода, небольшие габаритные размеры в поперечном сечении, удобство промежуточной разгрузки, удобство полной герметизации с помощью плотно закрывающей желоб крышки, а так же возможности транспортировки мокрых и тестообразных материалов [3].

2. Описание конструкции привода

I, II, III, IV - обозначения валов; 1 - электродвигатель; 2, 6 - муфты;

3 - редуктор; 4 - открытая зубчатая передача; 5 - шнек

Рисунок 2.1 - Кинематическая схема привода шнека

Вращающий момент с вала электродвигателя 1 с помощью муфты 2 подаётся на вал I редуктора 3. Вал I передаёт вращающий момент с помощью зубчатой передачи валу II, который в свою очередь передаёт вращающий момент так же с помощью зубчатой передачи валу III. Вал III через муфту 6 и открытую зубчатую передачу 4 приводит в движение вал шнека 5.

3. Кинематический расчёт привода [2].

Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле

(3.1)

где Рш - мощность на валу шнека, Вт.

общ - общий коэффициент полезного действия привода.

Определяем общий КПД привода по формуле

, (3.2)

где ред - КПД редуктора;

м - КПД муфты;

о.з.п - КПД открытой зубчатой передачи.

Принимаем КПД муфты м = 0,98, открытой зубчатой конической передачи о.з.п = 0,93.

КПД редуктора определяется по выражению

, (3.2)

где з.п - КПД зубчатой передачи;

п.п - КПД пары подшипников.

Принимаем КПД зубчатой закрытой передачи з.п = 0,96, пары подшипников п.п = 0,99.

Тогда общий КПД привода составит

Требуемая мощность электродвигателя составит

Выбираем электродвигатель, номинальная мощность которого по величине больше, но ближайшая к требуемой мощности. Ближайший по мощности двигатель имеет Рном = 5,5 кВт, это трёхфазный короткозамкнутой электродвигатель общепромышленного применения типа 4А, обдуваемый закрытый двигатель с частотой вращения 3000, 1500, 1000 и 750 об/мин.

Определяем общее передаточное число привода для всех вариантов для всех вариантов при заданной номинальной мощности электродвигателя

, (3.4)

где nш - число оборотов вала шнека, об/мин.

Производим разбивку передаточного отношения привода

, (3.5)

где uред - передаточное отношение редуктора;

uо.п - передаточное число открытой конической передачи, принимаем uо.п = 3,15.

Тогда передаточное отношение редуктора составит

, (3.6)

Выбираем двигатель с синхронной частотой вращения 1000 об/мин типа 4АМ132S6У3, тогда

Коэффициент долговечности по контактной прочности

(3.7)

где КНЕ - коэффициент эквивалентности общий для всего редуктора;

N - суммарное число циклов работы (наработка), циклов;

NHG - база контактных напряжений, циклов.

Определяем суммарное число циклов по формуле

, (3.8)

где - машинное время работы (ресурс), ч;

n - частота вращения быстроходного вала редуктора, об/мин;

С - число вхождений в зацепление зубьев зубчатого колеса за один его оборот, С = 1.

, (3.9)

где Lг - срок службы привода, Lг = 6 лет;

Кгод - коэффициент годового использования, Кгод = 0,60;

Ксут - коэффициент суточного использования, Ксут = 0,29;

ПВ - относительная продолжительность включения, ПВ = 0,67.

Принимаем NHG = 40 · 106 циклов и коэффициент эквивалентости КЕ = 0,6.

Определяем отношение межосевых расстояний при КНд < 1

, (3.10)

где К - коэффициент нагрузки ступени, К = 0,9.

Принимаем ближайшее стандартное значение отношения

Уточняем передаточное отношение по ступеням

, (3.11)

где Б - коэффициент, определяется при КНд < 1, по формуле

, (3.12)

Полученное значение передаточного числа для быстроходной передачи округляем до стандартного значения uб = 4, тогда по формуле (3.8) значение передаточного числа для тихоходной передачи

.

Произведём расчёт частоты вращения и угловых скоростей на валах редуктора

(3.13)

где n1 и n2 - частота вращения ведущего и ведомого вала соответственно, об/мин;

u - передаточное отношение.

(3.14)

Для вала первой ступени

n1 = nдв = 720 об/мин;

Для промежуточного вала

Для тихоходного вала

Для вала четвёртой ступени

Определяем вращающие моменты на валах.

Вращающий момент на валу двигателя

, (3.15)

.

Вращающий момент на быстроходном валу первой ступени

, (3.16)

.

Вращающий момент на промежуточном валу, Нм

, (3.17)

.

Вращающий момент на третьем валу

, (3.18)

.

Вращающий момент на четвёртом валу

, (3.16)

.

Данные кинематического расчета привода шнека заносим в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 - Результаты кинематического расчёта

Параметры	Вал I	Вал II	Вал III	Вал IV
Частота вращения, об/мин	720	160	50,79	16,12
Угловая скорость, рад/с	75,36	16,75	5,32	1,7
Вращающий момент, Нм	72,84	311,52	913,18	3436,48
Передаточное отношение	4,5	-	3,15	4,0

4. Расчёт открытой передачи 4

Для изготовления зубчатых колёс открытой конической передачи выбираем сталь 45, термообработка - улучшение. Принимаем пределы твёрдостей для шестерни НВ 269…302, для колеса НВ 235…262. Тогда средняя твёрдость поверхности шестерни

;

поверхности колеса

.

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса по формулам

; (4.1)

, (4.2)

где КНд - коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса, так как NHG > N, то принимаем КHд = 1;

- допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу контактной выносливости для зубьев шестерни и колеса соответственно.

(4.3)

(4.4)

Конические зубчатые передачи с прямыми зубьями при НВ1ср - НВ2ср = 20…60 рассчитывают по меньшему значению, то есть по значению колеса, следовательно допускаемое контактное напряжение Н = 414,4 Н/мм2.

Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса

, (4.5)

, (4.6)

где КFд - коэффициент долговечности для зубьев колеса, примем КHд = 1;

и - допускаемое напряжение изгиба, соответствующие пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса.

(4.7)

(4.8)

Допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса составит соответственно F1 = 256 Н/мм2, F2 = 199 Н/мм2.

Определяем главный параметр открытой конической зубчатой передачи - внешний делительный диаметр колеса

(4.9)

где u - передаточное отношение зубчатой открытой передачи;

Т4 - вращающий момент на вале IV, Н • м;

- коэффициент вида конических колёс. Для прямозубых колёс ;

КН - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колёс с прямыми зубьями КН = 1.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляем до ближайшего стандартного

Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса по формулам

(4.10)

, (4.11)

Определяем внешнее конусное расстояние по формуле

(4.12)

Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса

, (4.13)

где R - коэффициент ширины венца, принимаем R = 0,285.

Округляем полученное значение по стандартному ряду до b = 110 мм.

Определяем внешний окружной модуль из условия равнопрочности зубьев по выкрашиванию и излому

, (4.14)

где - коэффициент вида конических колёс. Для прямозубых колёс ;

КF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колёс с прямыми зубьями КF = 1.

.

При этом полученное значение модуля по рекомендации увеличиваем на 30 %, так как открытая передача. Тогда внешний окружной модуль составит Значение не округляем.

Определяем число зубьев колеса и шестерни соответственно

, (4.15)

, (4.16)



Определяем фактическое передаточное число, и проверяем его отклонение от заданного, при допускаемом отклонении до 3 %

, (4.17)

.

(4.18)

Условие нормы отклонения выполняется.

Определяем действительные углы делительных конусов конических колёс

, (4.19)

.

, (4.20)

.

Определяем коэффициенты смещения режущего инструмента, так как конические зубчатые передачи выполнены при условии НВ1 - НВ2 < 100 то выбираем коэффициент смещения для прямозубой шестерни xе1=0,26, для колеса xе2 = -xе1 = -0,26.

Определяем фактические геометрические размеры колёс:

- внешние делительные диаметры шестерни и колеса

; (4.21)

, (4.22)

;

.

- внешние диаметры вершин зубьев колёс

; (4.23)

, (4.24)

;

.

- средние делительные диаметры шестерни и колеса

(4.25)

(4.26)

;

.

Определяем окружную силу в зацеплении конических колёс

, (4.27)

.

Проверяем контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев

, (4.28)

где КН - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс, КН = 1;

КН - коэффициент динамической нагрузки. Определяем в зависимости от окружной скорости колёс и степени точности передачи

, (4.29)

где 4 - угловая скорость вала колеса открытой передачи, рад/с.

Принимаем коэффициент динамической нагрузки при 9-ой степени точности изготовления КН = 1,05.

.

Определяем процент недогрузки

, (4.30)

.

Условие выполняется, следовательно, параметры передачи не меняем.

Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб

, (4.31)

, (4.32)

где КF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс, КF = 1;

КF - коэффициент динамической нагрузки. Определяем в зависимости от окружной скорости колёс и степени точности передачи КF =1,13;

YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса соответственно. Определяем интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса.

Определяем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса по формулам

; (4.33)

, (4.34)

;

.

По этим значениям выбираем коэффициенты формы зуба F1 = 3,55, F2 = 3,63.

.

.

Условия выполняются.

5. Расчёт зубчатых передач редуктора 4

5.1 Выбор материала зубчатой передачи

Для изготовления зубчатых колёс редуктора выбираем сталь 45, термообработка - улучшение. Принимаем пределы твёрдостей для шестерни НВ 269…302, для колеса НВ 235…262.

Тогда средняя твёрдость поверхности шестерни

;

поверхности колеса

.

5.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса по формулам

; (5.1)

, (5.2)

где КНд - коэффициент долговечности для улучшенных зубьев шестерни и колеса , так как NHG > N, то принимаем КHд = 1;

- допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу контактной выносливости для зубьев шестерни и колеса соответственно.

(5.3)

(5.4)

Цилиндрические зубчатые передачи с непрямыми зубьями при НВ1ср - НВ2ср = 20…60 рассчитывают по меньшему значению, то есть по значению колеса, следовательно допускаемое контактное напряжение Н = 414,4 Н/мм2.

5.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса

, (5.5)

, (5.6)

где КFд - коэффициент долговечности для зубьев колеса, принимаем при твёрдости зубьев шестерни и колеса НВ < 350 КFд = 1;

и - допускаемое напряжение изгиба, соответствующие пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса.

(5.7)

(5.8)

Допускаемое напряжение изгиба для шестерни в нашем случае составит F1 = 256 Н/мм2, а допускаемое напряжение изгиба для колеса составит F2 = 199 Н/мм2.

5.4 Определение основных параметров цилиндрических передач

5.4.1 Быстроходная косозубая передача

Определяем главный параметр - межосевое расстояние исходя из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей зубьев, по формуле

, (5.9)

где Ка - вспомогательный коэффициент. Для косозубой передачи Ка = 43;

u передаточное число ступени зубчатой передачи;

вращающий момент передачи на валу колеса, Н • м;

[н] допускаемое контактное напряжение по материалу колеса передачи;

КН - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КН = 1;

а - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,315 … 0,4, принимаем а = 0,315.

Следовательно,

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего стандартного значения а = 100 мм.

Определяем предварительные размеры колеса: делительный диаметр и ширину венца

(5.10)

(5.11)

Полученное значение округляем до стандартного b2 = 53 мм.

Определяем значение модуля зацепления m, мм

(5.12)

где Кm - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Кm = 6,8

- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, тогда

.

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного при НВ < 350.

Определяем угол наклона зубьев по формуле

, (5.13)

.

Принимаем , так как меньше нельзя.

Определяем суммарное число зубьев и зубьев шестерни и колеса:

, (5.14)

Определяем число зубьев шестерни и колеса

, (5.15)

.

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа Z1 = 42. Условие уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев выполняется.

, (5.16)

.

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного

, (5.17)

.

(5.18)

Условие нормы отклонения выполняется.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев по формуле

, (5.19)

.

Проверяем значение межосевого расстояния

, (5.20)

Определяем основные геометрические размеры передачи

- делительные диаметры

, (5.21)



, (5.22)

- диаметры окружностей вершин зубьев

(5.23)

, (5.24)

- диаметры впадин зубьев

(5.25)

, (5.26)

- ширина венца шестерни

 (5.27)

Принимаем по стандартному ряду b1 = 56 мм.

Определяем окружную силу в зацеплении

, (5.28)

Определяем окружную скорость зубчатых колёс по формуле

, (5.29)

Принимаем 8-юстепень точности изготовления цилиндрической косозубой передачи.

Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев по условию:

, (5.30)

где К - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К = 376;

коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями. Для косозубых колёс коэффициент определяется в зависимости от окружной скорости колёс и степени точности передачи, принимаем ;

Кн коэффициент, учитывающий динамические нагрузки, возникающие в зацеплении, принимаем Кн = 1,03.

Определяем процент недогрузки

, (5.31)

Условие по недогрузке выполняется, следовательно, расчёты оставляем без изменений.

Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб

, (5.32)

, (5.33)

где КF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс, для косозубых колёс КF = 0,91;

КF - коэффициент динамической нагрузки. Определяем в зависимости от окружной скорости колёс и степени точности передачи КF =1,09;

YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса соответственно. Определяем интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса.

Определяем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса по формулам

; (5.34)

, (5.35)

;

.

По этим значениям выбираем коэффициенты формы зуба, которые составят F1 = 3,84, F2 = 3,60.

Y - коэффициент, учитывающий наклон зуба, определяемый по формуле

, (5.36)

МПа F2 = 199 МПа.

МПа 256 МПа.

Условия выполняются.

5.4.2 Расчёт косозубой тихоходной передачи

Определяем межосевое расстояние по формуле (5.9)

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего стандартного значения а = 220 мм.

Определяем предварительные размеры колеса: делительный диаметр по формуле (5.10) и ширину венца по формуле (5.11)

Полученное значение округляем до стандартного b2 = 50 мм.

Определяем значение модуля зацепления m по формуле (5.12)

.

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного при НВ < 350, принимаем m = 3 мм.

Определяем минимальный угол наклона зубьев по формуле (5.13)

.

Определяем суммарное число зубьев и зубьев шестерни и колеса по формулам (5.14) - (5.16)

.

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа Z1 = 35. Условие уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев выполняется.

.

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного по формулам (5.17) и (5.18) соответственно

.

Условие нормы отклонения выполняется.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев по формуле (5.19)

Проверяем значение межосевого расстояния по формуле (5.20)

,

Определяем основные геометрические размеры передачи по формулам (5.21) - (5.27)

- делительные диаметры



- диаметры окружностей вершин зубьев

- диаметры впадин зубьев

- ширина венца шестерни

Принимаем по стандартному ряду b1 = 74 мм.

Определяем окружную силу в зацеплении по формуле (5.28)

Определяем окружную скорость зубчатых колёс по формуле (5.29)

По рекомендациям принимаем 9-юстепень точности изготовления цилиндрической косозубой передачи.

Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев по условию (5.30)

Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб по формулам (5.32) и (5.33)

Определяем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса

;

.

По этим значениям выбираем коэффициенты формы зуба, которые составят F1 = 3,80, F2 = 3,60.

МПа < F2 = 199 МПа.

МПа 256 МПа.

Условия выполняются.

Данные расчета зубчатых передач редуктора сводим в таблицу 5.1.

Таблица 5.1 - Результаты расчёта зубчатых передач

Параметры	Быстроходная передача	Тихоходная передача
Допускаемое	контактное напряжение [Н],МПа	414,4
	напряжение на изгиб [F], МПа	199
Межосевое расстояние а, мм	160	220
Модуль зацепления m	1,5	3
Угол наклона зубьев ?	604`	8064`
Ширина зубчатого венца	шестерни b1, мм	56	74
	колеса b2, мм	53	70
Число зубьев	шестерни z1, мм	42	35
	колеса z2, мм	170	110
Диаметр делительной окружности	шестерни d1, мм	63,6	106,2
	колеса d2, мм	257,5	334
Диаметр окружности вершин	шестерни da1, мм	66,6	116,2
	колеса da2, мм	260,5	340
Диаметр окружности впадин	шестерни df1, мм	60	99
	колеса df2, мм	253,9	326,8

6. Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка редуктора

6.1 Проектный расчёт валов 4

Проектный (приближённый) расчёт валов выполняют на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению [?] без учёта влияния изгиба.

Минимальный диаметр определяется по формуле

, (6.1)

где Т - крутящий момент на рассчитываемом валу, равный вращающему моменту, Н · мм;

[?] - допускаемое напряжение, принимаем для выходного конца вала из углеродистой стали [?] = 10…20 МПа, причем меньшие значения принимают для быстроходных валов, большие - для тихоходных.

6.1.1 Быстроходный вал

Схема быстроходного вала с основными размерами представлении на рисунке 6.1.

Рисунок 6.1 - Быстроходный вал

Определяем диаметр выходного конца вала

.

Округляем диаметр вала до ближайшего стандартного значения из ряда диаметров, с учётом того, что вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя диаметром dдв = 38 мм, вследствие чего согласовывая диаметры принимаем d1 = 34 мм.

Определяем ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: диаметр d и длину l.

Длину первой ступени под полумуфту определяем по формуле

=1,5, (6.2)

=1,5 34 = 51 мм.

Округляем длину ступени вала по стандартному ряду до .

Определяем диаметр второй ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник по формуле

, (6.3)

где t - значение высоты буртика, принимаем в зависимости от диаметра выходного конца быстроходного вала, t = 2.

Округляем до ближайшего значения диаметра внутреннего кольца подшипника, принимаем = 40 мм.

Длину второй ступени определяем по формуле

, (6.4)

Определяем диаметр третьей ступени вала, мм

, (6.5)

где r - координат фаски подшипника, принимаем, r = 2,5.

Принимаем = 48 мм.

Длину третьей ступени определяем графически на эскизной компоновке.

Диаметр под подшипник принимаем

Длина для четвёртой ступени быстроходного вала равна ширине подшипника. Предварительно выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные лёгкой серии 36208 ГОСТ 831 - 75 с углом контакта 120, диаметром внутреннего кольца d = 40 мм, диаметром наружного кольца D = 80 мм, шириной В = 18 мм. Грузоподъёмность: динамическая Сr = 30,6 кН, статическая С0r = 23,7 кН. Тогда длина четвёртой ступени равна

6.1.2 Промежуточный вал

Рисунок 6.2 Промежуточный вал

Определяем диаметры вала под подшипник по формуле (6.1)

.

Округляем до ближайшего значения диаметра внутреннего кольца подшипника, принимаем = 50 мм.

Длина первой и четвёртой ступени равна ширине подшипника. Для промежуточного вала выбираем подшипники радиально-упорные однорядные лёгкой серии 36210 ГОСТ 831 - 75 с углом контакта 120, диаметром внутреннего кольца d = 50 мм, диаметром наружного кольца D = 90 мм, шириной В = 20 мм. Грузоподъёмность: динамическая Сr = 33,9 кН, статическая С0r = 27,6 кН. Тогда длина второй и четвёртой ступени равна

Определяем диаметр второй ступени вала под колесо по формуле (6.5)

.

Принимаем d2 = 60 мм.

Диаметр третьей ступени определяем по формуле

, (6.6)

где f - величина фаски ступицы, принимаем f =2 мм.

Принимаем диаметр третьей ступени d3 = 67 мм.

Длину третьей ступени определяем по эскизной компоновке.

6.1.3 Тихоходный вал

Рисунок 6.3 - Схема тихоходного вала

Определяем диаметр первой ступени тихоходного вала под полумуфту по формуле (6.1)

Принимаем d1 = 63 мм по стандартному ряду Ra 40.

Длину первой ступени под полумуфту определяем по формуле (6.2)

=1,5 63 = 94 мм.

Определяем диаметр второй и четвёртой ступени тихоходного вала по подшипник по формуле (6.3) при значении высоты буртика t = 3,3 мм

.

Ближайший диаметр под внутреннее кольцо подшипника мм.

Длину определяем по формуле, мм

, (6.7)

мм.

Округляем до .

Определяем диаметр третьей ступени вала под колесо по формуле (6.5) при r = 3,5

мм.

Принимаем d3 = 85 мм.

,

где f - величина фаски ступицы, принимаем f = 2,5.

.

Длину третьей и пятой ступени тихоходного вала определяем графически по эскизной компоновке.

Для тихоходного вала выбираем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные, лёгкой серии 36214 ГОСТ 831 - 75 с углом контакта 120, диаметром внутреннего кольца d = 70 мм, диаметром наружного кольца D = 125 мм, шириной В = 24 мм. Грузоподъёмность: динамическая Сr = 63 кН, статическая С0r = 55,9 кН. Тогда длина четвёртой ступени равна

6.2 Эскизная компоновка редуктора

Эскизную компоновку выполняем на листе формата А1 в масштабе 1:1 (рисунок 6.4) в следующей последовательности:

1) Намечаем расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колёс.

2) Проводим оси проекций и осевые линии валов на межосевом расстоянии друг от друга параллельно.

3) Вычерчиваем редукторные пары в соответствии геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчёта.

4) Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колёс за внутренние стенки корпуса контур стенок проводим с зазором х = 10 мм; такой же зазор предусматриваем между подшипниками и контуром стенок. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колёс принимаем = 40 мм.

5) Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам d и , полученным в проектном расчёте валов. Ступени валов вычерчиваем в последовательности от 3-й к 1-й.

6) На ступенях вычерчиваем контуры подшипников по размерам d, D, B в соответствии со схемой их установки.

7) Определяем расстояния между точками приложения реакций подшипников валов. Для радиально-упорных подшипников точка приложения реакции смещается от средней плоскости, и её положение определяется расстоянием а, измеренным от широкого торца наружного кольца. Проставляем на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры, выполняем таблицу и основную надпись.

9) Параметры ступеней валов и подшипников представлены в таблице 6.1

Таблица 6.1 - Параметры ступеней валов и подшипников.

Вал	Размеры ступеней, мм	Подшипники
	d1	d2	d3	d4	d5	Типоразмер	, мм	Сr, кН	Cr0, кН
	1	2	3	4	5
Быстроходный	34	40	48	40	-	36208	408018	30,6	23,7
	50	60	202	20	-
Промежуточный	50	60	67	50	-	36210	509020	33,9	27,6
	22	92	110	22	-
Тихоходный	63	70	85	70	92	36214	7012524	63	55,9
	94	90	122	26	80

6.3 Конструктивные размеры

6.3.1 Конструирование зубчатых колёс

Основные конструктивные элементы колеса - обод, ступица и диск. Так как в проектируемом редукторе колеса получаются относительно небольших размеров, то их изготавливаем из круглого проката. Ступицу колеса располагаем симметрично относительно обода.

Обод воспринимает нагрузку от зубьев и должен быть достаточно прочным и в то же время податливым, чтобы способствовать равномерному распределению нагрузки по длине зуба. Жёсткость обода обеспечивает его толщина, определяемая по формуле (5.11) при da2 = 100…500 мм

(6.8)

Тогда для косозубого колёса, установленного на промежуточном валу

мм.

на тихоходном валу

мм.

Ширина обода принимается равной ширине колеса b2.

Ступица служит для соединения колеса с валом. Внутренний диаметр ступицы принимаем равным диаметру ступени вала, на котором устанавливаются колёса. Наружный диаметр при соединении шпоночном и с натягом определяем по формуле

, (6.9)

где d - диаметр ступени вала, на котором установлено колесо.

для промежуточного вала

мм.

для тихоходного вала

мм.

Определяем толщину ступицы

, (6.10)

для промежуточного вала

мм.

для тихоходного вала

мм.

Длина ступицы

(6.11)

Принимаем длину ступицы колеса, установленном на промежуточном валу, 80 мм.

Принимаем для ступицы колес, установленных на тихоходном валу 110 мм.

Диск соединяет обод и ступицу. Его толщина С определяется в зависимости от способа изготовления колеса, по формуле

, (6.12)

.

Так как условие не выполняется, то принимаем Сп = 13,25 мм.

.

Так как условие не выполняется, то принимаем Ст = 17,8 мм.

Радиусы закруглений диска принимаем R = 6, уклон = 7о. Угол фаски на колёсах принимаем ф = 45о. Отверстий на диске из-за малых размеров не делаем.

Шестерни при U 3,15 выполняем заодно с валом.

6.3.2 Конструирование корпуса редуктора 4

Корпус редуктора выполняем литьём из серого чугуна СЧ 15. Форму корпуса выполняем прямоугольным, разъёмным и состоящим из крышки и основания. Толщину стенок корпуса принимаем = 10 мм, при этом внутренний контур стенок корпуса очерчивается по всему периметру корпуса с учётом зазоров между контуром и вращающимися деталями.

Фундаментный фланец основания корпуса предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме. Опорную поверхность выполняем в виде четырёх небольших платиков, расположенных на возможно большем расстоянии друг от друга. Редуктор крепится к раме четырьмя болтами М14, расположенных в нишах корпуса.

Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса предназначен для соединения крышки и основания. Фланец расположен в месте установки стяжных подшипниковых болтов на продольных длинных сторонах корпуса в количестве двух на одну сторону корпуса; в крышке наружу от её основания, в основании - внутри от стенки. Подшипниковые стяжные винты М12 ставят ближе к отверстию под подшипник.

Для соединения крышки корпуса с основанием по всему контуру разъёма выполняем соединительный фланец, соединённый винтами М10. Количество винтов принимаем по конструктивным соображениям.

Фланец для крышки смотрового окна соединяется с крышкой винтами М6. Количество винтов и расстояние между ними устанавливаем конструктивно. Высоту фланца принимаем 5 мм.

Подшипниковые бобышки предназначены для размещения комплекта деталей подшипникового узла. Подшипниковую бобышку быстроходного вала выполняем внутри корпуса, а тихоходного вала - снаружи. Внутренний диаметр бобышки принимаем равным внутреннему диаметру фланца для крышки подшипникового узла.

Смотровой люк для удобства осмотра располагаем на верхней на верхней крышке корпуса, что позволяет также использовать люк для заливки масла. Смотровой люк делаем прямоугольной формы максимально возможных размеров.

Люк закрываем крышкой, выполненной из стали, толщиной ?к = 1мм. Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставим уплотняющие прокладки из полосы резины толщиной 2…3 мм. С крышкой совмещаем отдушину. Высота внутренней штампованной крышки Н 0,1L (L -длина крышки). В ней пробиты два - четыре отверстия диаметром 4…5 мм. Крышка окантована с двух сторон вулканизированной резиной. Наружная крышка плоская, вдоль длинной её стороны выдавлены два гребня, через которые внутренняя полость редуктора соединена с внешней средой. Пространство между крышками заполнено фильтром из тонкой медной проволоки. Крышка крепится к корпусу винтами с полукруглой головкой.

Для обеспечения разъединения крышки и основания при разборке корпуса применяем отжимные винты, которые ставим в двух противоположных местах крышки корпуса. Диаметр отжимных винтов принимаем равным диаметру подшипниковых стяжных винтов.

Для подъёма и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяем проушины, отливая их заодно с крышкой в виде сквозного отверстия в корпусе.

Отверстия под маслоуказатель и сливную пробку располагаем рядом на одной стороне основания корпуса. Нижнюю кромку сливного отверстия выполняем несколько ниже уровня днища. Дно делаем с уклоном 1…2 0 в сторону отверстия. У самого отверстия в отливке основания корпуса выполняем местное углубление для стока масла и отстоявшейся грязи. Отверстие под маслоуказатель располагаем на высоте, достаточной для точного замера верхнего и нижнего уровней масла. Наружные стороны отверстий оформляем опорными платиками. При установке маслоуказателя и сливной пробки применяем уплотнительные прокладки или резиновые кольца.

Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируем жезловым маслоуказателем, как наиболее надёжного, удобного и простого при конструкции.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передачи. Поэтому масло периодически меняем. Для этой цели в корпусе предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Принимаем М161,5.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщаем с внешней средой путём установки отдушины.

7. Проверочный расчёт подшипников

7.1 Нагрузки валов редуктора

Определяем силы в зацеплении закрытых передач. Для цилиндрической косозубой передачи определяем следующие силы:

- радиальная

, (7.1)

где Ft - окружная сила в зацеплении зубчатых колёс, определённая в пункте 5;

- угол зацепления, принимаем = 200;

- угол наклона зубьев цилиндрических колёс.

Для быстроходной передачи

для тихоходной передачи

- осевая

, (7.2)

Для быстроходной передачи



для тихоходной передачи

Определяем консольные силы, действующие от муфты, по формулам

- на быстроходном валу

, (7.3)

где Т1 - вращающий момент на валу шестерни (быстроходный вал), Н • м;

Т2 - вращающий момент на валу колеса, Н • м.

Принимаем максимальное значение Fм1 = 2206 Н.

- на тихоходном валу

, (7.4)

Проверочный расчёт выбранных подшипников выполняем отдельно для каждого вала. Для расчёта используем данные таблиц 4.1, 5.1.

7.2 Проверочный расчёт подшипников на быстроходном валу

Определяем реакции в опорах предварительно выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях, составив два уравнения равновесия плоской системы сил.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов производим на рисунке 7.1.

Вертикальная плоскость (Y - Z).

Определяем реакции опор:

; ; (7.5)

, (7.6)

.

; ; (7.7)

, (7.8)

.

Проверка:

, (7.9)

.

Условие выполняется.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1…3.

;

Горизонтальная плоскость (X - Z).

Определяем опорные реакции

МА = 0; ; (7.10)

, (7.11)

МВ = 0; ; (7.12)

, (7.13)

Проверяем правильность определения реакций

; RAх - RBх - Ft1 + Fм1 , (7.14)

3235 - 3022 - 2419 + 2206 = 0.

Условие выполняется.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…3.

;

Строим эпюру крутящих моментов Мкр = Т1 = 72,84 Н • м.

Рисунок 7.1 - Схема быстроходного вала.

Определяем суммарные радиальные реакции опор по формулам

, (7.15)

, (7.16)

Проверочный расчёт подшипников производим по наиболее нагруженной опоре, то есть в сечении В. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности Crp с базовой Cr для наиболее нагруженного подшипника в сечении.

, (7.17)

где Сr - базовая динамическая грузоподъёмность подшипника, представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 106 оборотов внутреннего кольца;

Crр - расчётная динамичёская грузоподъёмность, определяемая по формуле

, (7.18)

где RЕ - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени, для шариковых подшипников m = 3;

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин.

Lh - требуемая долговечность подшипников, ч.

Для однорядных радиально-упорных шариковых подшипников выбираем формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки. Формула выбирается в зависимости от отношения

, (7.19)

где Ra - осевая нагрузка подшипника, Н;

V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца относительно нагрузки принимаем V = 1;

Rr - радиальная нагрузка, действующая на наиболее нагруженный подшипник;

e - коэффициент влияния осевого вращения;

.

Отсюда эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле

RE = Rr · V · Kб · Kт , (7.20)

где Kб - коэффициент безопасности, принимаем по таблице Kб =1,1;

Kт - температурный коэффициент, для редуктора работающего при температуре до 100о С, принимаем Kт =1.

.

Тогда динамическая грузоподъёмность подшипника

.

Условие выполняется, следовательно, выбранные подшипники 36208 для быстроходного вала пригодны.

7.3 Проверочный расчёт подшипников на промежуточном валу

Определяем реакции в опорах предварительно выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях, составив два уравнения равновесия плоской системы сил.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов производим на рисунке 7.2.

Вертикальная плоскость (Y - Z).

Определяем опорные реакции

; ; (7.21)

, (7.22)

.

; ; (7.23)

, (7.24)

.

Проверка

, (7.25)

.

Условие выполняется.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1…4:

Горизонтальная плоскость (X - Z).

Определяем опорные реакции

МА = 0; - Ft1 AD + RB х АВ - Ft2 • AC = 0.

, (7.26)

МВ = 0; Ft2 BС + Ft1 BD - RAх АВ = 0;

, (7.27)

Проверяем правильность определения реакций

; RAх + RBх - Ft1 - Ft2 ; (7.28)

4248 + 3639 - 2419 - 5458 = 0.

Условие выполняется.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4:

Крутящий момент

Определяем суммарные радиальные опорные реакции по формулам (7.15) и (7.16)

Строим эпюры изгибающих и крутящего моментов.



Рисунок 7.2 - Схема нагружения промежуточного вала.

Проверочный расчёт подшипников производим по наиболее нагруженной опоре, то есть в сечении А.

Выбираем формулу для расчёта эквивалентной нагрузки подшипника

.

Отсюда эквивалентная динамическая нагрузка по формуле (7.20)

.

Тогда динамическая грузоподъёмность подшипника по формуле (7.18)

.

Условие выполняется, следовательно, выбранные подшипники для промежуточного вала пригодны.

7.4 Проверочный расчёт подшипников на тихоходном валу

Определяем реакции в опорах предварительно выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях, составив два уравнения равновесия плоской системы сил.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов производим на рисунке 7.3.

Вертикальная плоскость (Y - Z)

Определяем опорные реакции

; ; (7.29)

, (7.30)

.

; ; (7.31)

, (7.32)

.

Проверка

, (7.33)

.

Условие выполняется.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1…4:

Горизонтальная плоскость (X - Z).

Определяем опорные реакции

МА = 0; Ft2 AС + RB х АВ - Fм2 AD = 0.

, (7.34)

МВ = 0; - Fм2 BD - Ft2 ВС + RAх АВ = 0;

, (7.35)



Проверяем правильность определения реакций

; RAх - RBх - Ft2 + Fм2, (7.36)

3077 - 6543 - 311 + 3777 = 0.

Условие выполняется.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4:

Крутящий момент



Рисунок 7.3 - Схема тихоходного вала.

Определяем суммарные радиальные опорные реакции по формулам (7.15) и (7.16)

Проверочный расчёт подшипников производим по наиболее нагруженной опоре, то есть в сечении А.

Выбираем формулу для расчёта эквивалентной нагрузки подшипника

.

Отсюда эквивалентная динамическая нагрузка по формуле (7.20)

.

Тогда динамическая грузоподъёмность подшипника по формуле (7.18)

.

Условие выполняется, следовательно, выбранные подшипники для тихоходного вала пригодны.

8. Проверочный расчёт шпоночных соединений 4

Применяем призматические шпонки по ГОСТ 23360 - 78, которые проверяем на смятие.

8.1 Быстроходный вал

На быстроходном валу находится шпонка под полумуфту.

По ГОСТ 23360 - 78 для диаметра вала под полумуфту d1 = 22 мм принимаем сечение шпонки b h = 6 6; длиной l = 20 мм; сечение паза вала t1 = 3,5 мм, ступицы t2 = 2,8 мм.

Условие прочности

привод редуктор передача подшипник

, (8.1)

где Т - вращающий момент, Нмм;

d - диаметр ступени вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина шпоночного паза;

lр - рабочая длина шпонки, мм;

см - допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2. При стальной ступице и при колебаниях нагрузки принимаем см = 90 Н/мм2.

Рабочая длина шпонки определяется по формуле

, (8.2)

где - полная длина шпонки, мм;

b - ширина выбранной шпонки, мм.

Н/мм2 < см = 90 Н/мм2.

Так как условие выполняется, то выбранная шпонка пригодна. Таким образом, выбранная шпонка 6 6 20 ГОСТ 23360 - 78.

8.2 Промежуточный вал

На промежуточном валу призматическая шпонка установлена под колесами. Выбираем шпонку под диаметр вала d = 36 мм сечением b h = 10 8, длиной l = 30 мм, сечение паза вала t1 = 5 мм, ступицы t2 = 3,3 мм.

Тогда рабочая длина шпонки по формуле (8.2)

Н/мм2 < см = 90 Н/мм2.

Так как условие выполняется, то выбранная шпонка пригодна. Таким образом, выбранная шпонка 10 8 30 ГОСТ 23360 - 78.

8.3 Тихоходный вал

На тихоходном валу находятся две призматические шпонки - под колесом и полумуфтой.

Выбираем под колесом, призматическую шпонку под диаметр вала d = 56 мм сечением b h = 16 10, длиной l = 50 мм, сечение паза вала t1 = 6 мм, ступицы t2 = 4,3 мм. Расчёт ведём аналогично.

Тогда рабочая длина шпонки по формуле (8.2)

мм.

Проверяем условие (8.1)

Н/мм2 < см = 90 Н/мм2.

Так как условие выполняется, то выбранная шпонка пригодна. Таким образом, выбранная шпонка 16 10 50 ГОСТ 23360 - 78.

Выбираем под полумуфту, призматическую шпонку под диаметр вала d = 44 мм сечением b h = 14 9, длиной l = 60 мм, сечение паза вала t1 = 5,5 мм, ступицы t2 = 3,8 мм.

Тогда рабочая длина шпонки по формуле (8.2)

Проверяем условие (8.1)

Н/мм2 < см = 90 Н/мм2.

Так как условие выполняется, то выбранная шпонка пригодна. Таким образом, выбранная шпонка 14 9 60 ГОСТ 23360 - 78.

9. Уточнённый расчёт валов 4

Проверочный расчёт валов на прочность выполняем на совместное действие изгиба и кручения. Цель расчёта - определение коэффициента запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнение их с допускаемым

S S, (9.1)

где S - коэффициент запаса прочности;

S - допускаемый коэффициент запаса прочности, принимаем S = 2.

Расчётные коэффициенты запаса прочности определяем отдельно для быстроходного, промежуточного и тихоходного вала.

9.1 Быстроходный вал

Определяем напряжения в опасном сечении вала (опасное сечение вала под шестерню), Н /мм2.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений а равна расчётным напряжениям изгиба u

, (9.2)

где М - суммарный изгибающий момент в опасном сечении, Нм;

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм.

Для определения Wнетто на быстроходном валу, при - концентратор напряжений - ступенчатый переход галтель между диаметром впадин шестерни и диаметром ступени, воспользуемся формулой

, (9.3)

.

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении (по построенной эпюре быстроходного вала)

(9.4)

Тогда нормальное напряжение

.

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла а равна половине расчётных напряжений кручения к

, (9.5)

где Мк - крутящий момент на валу, Нм;

W нетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.

Для быстроходного вала полярный момент также определяем исходя из того, что сечение вала круглое сплошное

, (9.6)

.

Тогда касательное напряжение, Н/мм2

.

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётных сечений валов, без поверхностного упрочнения

, (9.7)

, (9.8)

где К и К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала. Для быстроходного вала при и В = 600 Н/мм2 принимаем К = 1,95, К = 1,6;

Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения для быстроходного вала Кd = 0,88;

КF - коэффициент влияния шероховатости для валов КF = 1,05.

Определяем пределы выносливости в расчётном сечении вала, Н/мм2

 (9.9)

(9.10)

где -1 и -1 - пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения для стали 45 -1= 260 Н/мм2 , -1 = 150 Н/мм2;

Тогда для быстроходного вала

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

, (9.11)

. (9.12)

Для быстроходного вала

;

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

, (9.13)

.

Как видно полученное значение коэффициента запаса прочности больше допустимого, следовательно, быстроходный вал пригоден.

9.2 Промежуточный вал

У промежуточного вала наиболее опасным сечением является сечение вала под шестернёй. Для определения Wнетто на валу при воспользуемся формулой (9.3)

.

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении (по построенной эпюре промежуточного вала) по формуле (9.4)

Тогда нормальное напряжение

.

Определяем полярный момент инерции сопротивления сечения вала

.

Тогда касательное напряжение по формуле (9.5)

.

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётных сечений валов, без поверхностного упрочнения по формулам (9.7) и (9.9).

Для промежуточного вала при и В = 600 Н/мм2 принимаем К = 1,95, К = 1,6. Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, Кd = 0,85. Коэффициент влияния шероховатости для валов КF = 1,05.

Определяем пределы выносливости в расчётном сечении вала по формулам (9.9) и (9.10)

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям по формулам (9.11) и (9.12)

;

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении по формуле (9.13)

.

Как видно полученное значение коэффициента запаса прочности больше допустимого, следовательно, промежуточный вал пригоден.

9.3 Тихоходный вал

У тихоходного вала наиболее опасным сечением является сечение вала под колесом. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки. Так как вал в этом сечении имеет шпонку, то осевые и полярные моменты сопротивления сечения вала определяются по следующим формулам

, (9.14)

(9.15)

где d - диаметр вала в опасном сечении под колесом, мм;

b - ширина выбранной шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм.

;

.

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении (по построенной эпюре тихоходного вала) по формуле (9.4)

Определяем нормальные и касательные напряжения по формулам (9.2),(9.4), Н/мм2

;

.

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала, без поверхностного упрочнения для шпоночного паза выполненного фрезой по формулам (9.6), (9.7). При эффективных коэффициентах концентрации напряжений равных К = 1,5 и К = 1,55 и коэффициенте влияния абсолютных размеров поперечного сечения Кd = 0,79 , коэффициент влияния шероховатости принимаем для валов КF = 1,05.

Определяем пределы выносливости в расчётном сечении вала по формулам (9.8),(9.9)

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, по формулам (9.10), (9.11)

;

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении по формуле (9.12)

.

Как видно, полученное значение коэффициента запаса прочности больше допустимого, следовательно, тихоходный вал пригоден.

10. Выбор муфт 4

Принимаем муфты для соединения выходных концов двигателя с быстроходным валом и тихоходного вала редуктора с валом открытой передачи упругие втулочно-пальцевые.

Проверяем упругие элементы муфты на смятие по формуле

, (10.1)

где Т - вращающий момент на валу, Нм;

Z - число пальцев муфты;

D0 - диаметр полумуфты, м;

dп - диаметр пальца, м;

lвт - длина упругого элемента, м;

см - допускаемое напряжение смятия, принимаем см = 2 МПа.

Проверяем элементы муфты на изгиб по формуле

, (10.2)

где с - зазор между муфтами, с = 0,003…0,005 м;

и - допускаемое напряжение на изгиб, принимаем и = 144 МПа.

Подберём муфту для соединения выходного конца вала двигателя с быстроходным валом редуктора

Принимаем для соединения упругую втулочно-пальцевую муфту 63-20-I.-28-II.2-УЗ ГОСТ 21424 - 93.

.

.

Так как условия и выполняются, то выбранная муфта пригодна.

Выберем муфту для соединения тихоходного вала редуктора с валом открытой передачи

Принимаем для соединения упругую втулочно-пальцевую муфту 710-45-I.-48-II.2-УЗ ГОСТ 21424 - 93.

.

.

Так как условия и выполняются, то выбранная муфта пригодна.

11. Выбор способа смазки 4

Смазывание зубчатого зацепления и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций. Способ смазывания для цилиндрического редуктора при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с принимаем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).