Проектування привода стрічкового конвеєра

Діаметр вала	Переріз шпонки	Глибина паза	Фаска
		вала	втулки
Більше 10 до 12		2,5	1,8	0,08…0,16
Більше 12 до 17		3,0	2,3	0,16…0,25
Більше 17 до 22		3,5	2,8
Більше 22 до 30		4,0	3,3
Більше 30 до 38		5,0	3,3	0,25…0,4
Більше 38 до 44		5,0	3,3
Більше 44 до 50		5,5	3,8
Більше 50 до 58		6,0	4,3
Більше 58 до 65		7,0	4,4
Більше 65 до 75		7,5	4,9	0,4…0,6
Більше 75 до 85		9,0	5,4
Більше 85 до 95		9,0	5,4
Більше 95 до 110		10,0	6,4

Примітки: 1. Довжину шпонки вибирають із ряду: 6; 8; 10; 12; 14; 16; 18; 20; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200…до 500 мм.

2. Матеріал шпонки - сталь з границею міцності не менше 590 МПа.

Рис. 4.1

4.7 Перевірний розрахунок валів

Перевірний розрахунок валів на втомну міцність є основним і обов'язковим. У ньому враховуються характер зміни напружень, характеристики витривалості матеріалів, фактори концентрації напружень тощо. Розрахунок на втомну міцність у більшості випадків виконують у вигляді перевірки коефіцієнтів запасу міцності в певних перерізах валів за умовою .

Розрахунковий коефіцієнт запасу міцності визначають у загальному випадку за формулою

, (4.14)

де коефіцієнти запасу міцності за нормальними і дотичними напруженнями відповідно (без урахування поверхневого зміцнення) рівні

; (4.15)

, (4.16)

де і - границі витривалості матеріалу валів для необмеженого строку служби можна брати: при симетричному циклі згину ; при симетричному циклі кручення (значення див. табл. 4.3);

- амплітуда середніх значень нормальних напружень, визначають за формулою

,(4.17)

де - максимальний згинальний момент; - осьовий момент опору перерізу із шпонковим пазом, визначають за формулою

; (4.18)

- середнє зачення нормальних напружень, визначають за формулою

,(4.19)

де - площа перерізу із шпонковим пазом, визначають за формулою

; (4.20)

і - відповідно амплітуда і середнє зачення дотичних напружень, у випадку їх зміни за пульсуючим законом для валів, що обертаються в одну сторону дані напруження визначають за формулою

, (4.21)

де - крутний момент; - полярний момент опору перерізу із шпонковим пазом, визначають за формулою

; (4.22)

 - коефіцієнт, що враховує вплив абсолютних розмірів перерізу вала, залежить від його матеріалу та діаметра перерізу і може бути визначеним за табл. 4.4;

і - ефективні коефіцієнти концентрації напружень, вибирають залежно від механічних характеристик матеріалу вала та форми концентратора напружень у перерізі вала, де визначають коефіцієнт запасу міцності (табл. 4.5). Концентраторами напружень для валів можуть бути галтелі, кільцеві рівці, поперечні отвори, різьба, шпонкові пази, напресовка на вал інших деталей тощо. Якщо у перерізі вала є кілька концентраторів напружень, то у розрахунках беруть той, для якого і більші;

- коефіцієнт стану поверхні, визначають за табл. 4.6;

і - коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу вала до асиметрії циклу напружень, можна брати для сталевих валів:

;

Таблиця 4.3. Значення границь витривалості і текучості для деяких сталей

Сталь	Границя витривалості , МПа	Границя текучості , МПа
Вуглецева звичайної якості: Ст. 2	320…410	215
Ст. 3	360…460	235
Ст. 4	400…510	255
Ст. 5	490…630	285
Вуглецева якісна: сталь 30	490	294
сталь 35	529	314
сталь 40	568	321
сталь 45	598	363
сталь 50	627	373
сталь 55	647	382
Легована термооброблена: 50Г	648	392
45Г2	686	402
40Х	980	786
40ХН	980	588
40ХС	1225	1080
35ХГСА	1616	1280

Рис. 4.2

Таблиця 4.4. Коефіцієнти впливу абсолютних розмірів перерізу вала.

Матеріал валу	Діаметр валу , мм
	10	20	30	40	50	70	100	200
Вуглецева сталь МПа	0,98	0,92	0,88	0,85	0,82	0,76	0,70	0,63
Вуглецева сталь МПа	0,97	0,89	0,85	0,81	0,78	0,73	0,68	0,61
Легована сталь МПа	0,95	0,86	0,81	0,77	0,74	0,69	0,65	0,59

Таблиця 4.5. Ефективні коефіцієнти концентрації напружень і для валів із галтелями.

		для валів із , МПа	для валів із , МПа
		500	800	1000	500	800	1000
1,05	0,02	1,70	1,88	2,05	1,24	1,29	1,33
	0,05	1,48	1,57	1,63	1,15	1,18	1,20
	0,10	1,28	1,33	1,36	1,08	1,10	1,12
	0,15	1,20	1,23	1,25	1,06	1,08	1,09
	0,20	1,16	1,20	1,22	1,05	1,06	1,07
1,10	0,02	2,0	2,24	2,47	1,40	1,52	1,62
	0,05	1,64	1,70	1,75	1,25	1,28	1,30
	0,10	1,37	1,42	1,45	1,12	1,16	1,18
	0,15	1,27	1,31	1,34	1,09	1,12	1,14
	0,20	1,20	1,24	1,27	1,06	1,08	1,10
1,25	0,02	2,12	2,68	3,10	1,64	1,73	1,80
	0,05	1,81	1,97	2,10	1,40	1,45	1,48
	0,10	1,47	1,54	1,60	1,20	1,27	1,32
	0,15	1,35	1,40	1,43	1,15	1,20	1,24
	0,20	1,30	1,32	1,34	1,09	1,13	1,16

Таблиця 4.6. Значення коефіцієнта стану поверхні

Вид обробки поверхні	Границя витривалості , МПа
	400	600	800	1000	1200	1400
Полірування	1,0	1,0	1,0	1,0	1,0	1,0
Шліфування	0,97	0,95	0,93	0,90	0,87	0,85
Тонке точіння	0,94	0,90	0,86	0,80	0,75	0,70
Грубе точіння	0,90	0,84	0,78	0,72	0,65	0,60

Виконуючи розрахунок вала на втомну міцність, для визначення коефіцієнтів запасу міцності потрібно вибирати перерізи, де виникають максимальні напруження і розміщені концентратори напружень. У деяких випадках наявність фактора концентрації напружень у будь-якому перерізі вала є достатньою умовою потреби виконання розрахунку на втомну міцність навіть при незначних номінальних напруженнях у цьому перерізі.

Розрахунок валів на втомну міцність доцільно виконувати з урахуванням змінних режимів навантаження машин протягом строку їх служби з метою більш повного використання ресурсів міцності матеріалу. Однак через відсутність достатньої кількості вірогідних експериментальних відомостей із цього питання останнім часом обмежуються розрахунками валів, що працюють із постійним режимом навантаження, тобто виходять із найнесприятливіших умов навантаження валів.

Приклад 9. Розрахувати і сконструювати ведучий вал зубчастого редуктора (косозуба передача) за такими даними: крутний момент Нм; сили Н, Н, Н; ділильний діаметр колеса мм; консольна сила від муфти Н; коефіцієнт перевантаження ; рад/с.

Розв'язок

1. Проектний розрахунок вала.

Для виготовлення вала вибираємо сталь 45 з термообробкою - нормалізація. Допустиме напруження на кручення приймаємо = 25 МПа.

Спочатку орієнтовно визначаємо діаметр вихідного кінця вала за формулою (4.1)

мм.

Приймаємо мм.

Приймаємо діаметри інших ділянок вала:

- для ущільнення під фланець мм;

- для підшипників кочення мм;

- під шестерню мм.

2. Підбір підшипників

При передачі навантаження, у зоні зачеплення косозубої циліндричної передачі діє сила, яка розкладається на колову, радіальну і осьову складові. Тому в опорах валів необхідно поставити підшипники, які здатні сприймати такі навантаження. Отже, вибираємо кулькові радіально-упорні однорядні підшипники легкої серії. Розміри підшипників вибираємо із каталогів за діаметром вала у місці встановлення підшипників

Таблиця 4.7. Характеристика підшипників

Умовне позначення	, мм	, мм	, мм	, мм	Вантажність, кН
					Динамічна	Статична
36207	35	72	17	2	24	18,1

3. Компоновка валу

Ескізна компоновка валу необхідна для визначення положення коліс відносно опор, довжин ділянок валів, реакцій в опорах і розрахунку підшипників.

1. Довжина вихідного кінця валу під півмуфту

мм.

Приймаємо мм.

2. Довжина валу під ущільнення приймаємо мм.

3. Довжину валу під підшипник приймаємо мм.

4. Довжина валу під маточиною зубчастого колеса

мм.

Приймаємо мм.

4. Попередній розрахунок валів

Викреслюємо схему вала (рис. 4.1, а). При цьому вважають сили від зачеплення прикладеними посередині шестерні, а реакції опор прикладеними по центрі підшипника.

Отже, мм; мм.

На вал діють радіальна, колова і осьова сили від шестерні та консольна сила від муфти. Реакції опор розкладаємо на дві складові: вертикальні та горизонтальні.

Розглядаємо вертикальну площину (рис. 4.1, б).

Визначаємо опорні реакції із рівнянь статики.

Н.

Н.

Виконуємо перевірку:

; .

Отже, опорні реакції визначено вірно.

Для побудови епюри згинальних моментів використовуємо метод перерізів.

Ділянка 1 (зліва)

; ; Нм.

Ділянка 2 (зліва)

; Нм;

Нм.

Ділянка 3 (справа)

; ; Нм.

Будуємо епюру (рис. 4.1, в).

Розглядаємо горизонтальну площину (рис. 4.1, г).

Визначаємо опорні реакції із рівнянь статики.

; Н.

; Н.

Виконуємо перевірку: ; .

Отже, опорні реакції визначено вірно.

Для побудови епюри згинальних моментів використовуємо метод перерізів.

Ділянка 1 (зліва)

; .

Ділянка 2 (зліва)

; ; Нм.

Ділянка 3 (справа)

; ; Нм.

Будуємо епюру (рис. 4.1, д).

Визначаємо значення сумарних згинальних моментів в кожній точці вала.

;

Нм;

Нм;

.

Будуємо сумарну епюру згинальних моментів (рис. 4.1, ж).

Будуємо епюру крутних моментів (рис. 4.1, з).

Умову статичної міцності вала розраховують за формулою (4.2)

,

де - максимальне еквівалентне напруження у небезпечному перерізі вала; знаходимо за формулою (4.4), де складові напруження рівні

Рис. 4.1. Розрахункові схеми та епюри моментів для заданого валу

МПа;

МПа;

МПа.

Отже, МПа,

МПа - допустиме еквівалентне напруження.

Отже, МПа МПа.

Умова статичної міцності виконується

5. Розрахунок підшипників на довговічність

Визначаємо значення опорних реакцій

Н;

Н.

Отже, перевіряємо більш навантажену опору А.

Довговічність підшипника до появи ознак втоми визначають за формулою (4.5)

,

- коефіцієнт, враховується у випадку необхідності мати підшипники підвищеної надійності;

- коефіцієнт, враховує якість матеріалу деталей підшипника та умови експлуатації;

- розрахункове еквівалентне навантаження на підшипник;

- показник степеня.

Розрахункове еквівалентне навантаження на радіальні кулькові та радіально-упорні кулькові і роликові підшипники визначається за залежністю (4.7)

,

де , - радіальне та осьове зовнішні навантаження на підшипник відповідно;

і - коефіцієнти радіального та осьового навантаження відповідно;

- коефіцієнт обертання;

- коефіцієнт безпеки;

- температурний коефіцієнт.

Радіальне навантаження Н.

Параметр осьового навантаження обчислюємо за формулою (4.11):

; .

Визначаємо осьові складаві сили у підшипників опор А і В від радіальних навантажень

Н і Н.

Визначаємо осьове навантаження на підшипник за рівнянням

Н Н.

Визначаємо еквівалентне навантаження на підшипник за допомогою відношення . Отже, за табл. 4.1 і .

Отже, розрахункове еквівалентне навантаження рівне

 Н.

Визначаємо довговічність підшипника до появи ознак

млн. об.

Довговічність , год, визначаємо за співвідношенням (4.6)

год.

Довговічність підшипника знаходиться у допустимих межах.

6. Підбір шпонок та перевірка міцності з'єднання

Вибираємо шпонки призматичні із плоскими торцями:

- шпонка під півмуфтою має такі розміри мм; мм; мм; мм; мм; мм.

- шпонка під шестернею має такі розміри мм; мм; мм; мм; мм; мм.

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована. Допустимі напруження зминання МПа.

Перевіряємо міцність більш навантаженої шпонки під півмуфтою (крутний момент Нм) за формулою (4.12)

МПа МПа,

де Н;

площа зминання, мм²;

де - робоча довжина шпонки: для шпонки з плоскими торцями мм.

Також шпонку перевіряємо на зріз за формулою (4.13)

МПа МПа,

де МПа - допустиме дотичне напруження на зріз.

7. Перевірний розрахунок валів

Матеріал вала - сталь 45 з термообробкою - нормалізація, МПа.

Границі витривалості матеріалу валу

- за нормальними напруженнями МПа;

- за дотичними напруженнями МПа

Перевіряємо більш навантажену шпонку ( Нм).

Амплітуда середніх значень нормальних напружень, визначаємо за формулою (4.17)

МПа,

де - осьовий момент опору перерізу із шпонковим пазом, визначають за формулою (4.18)

мм³;

Середнє зачення нормальних напружень, визначають за формулою (4.19)

 МПа,

де - площа перерізу із шпонковим пазом, визначають за формулою (4.20)

мм²;

Амплітуду і середнє зачення дотичних напружень визначаємо за формулою (4.21)

МПа,

де - полярний момент опору перерізу із шпонковим пазом, визначають за формулою

мм³.

Визначаємо коефіцієнти запасу міцності за нормальними і дотичними напруженнями відповідно за формулами (4.15) і (4.16)

;

,

де - коефіцієнт, що враховує вплив абсолютних розмірів перерізу вала, залежить від його матеріалу та діаметра перерізу, визначають за табл. 4.4;

і - ефективні коефіцієнти концентрації напружень, вибирають залежно від механічних характеристик матеріалу вала та форми концентратора напружень у перерізі вала, де визначають коефіцієнт запасу міцності (табл. 4.5);

- коефіцієнт стану поверхні, визначають за табл. 4.6;

і - коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу вала до асиметрії циклу напружень, можна брати для сталевих валів:

;

Розрахунковий коефіцієнт запасу міцності визначають у загальному випадку за формулою (4.14)

.

електродвигун привод зубчастий редуктор

5. Змащування і ущільнення

5.1 Змащування передач

Зубчасті передачі редукторів змащують рідкими мінеральними і синтетичними мастилами. Основне використання мають такі мастила: індустріальні (И-12А, И-1000А), трансмісійні (ТАП-15В), авіаційні (МС-14, МС-20). Застосовують також нові леговані індустріальні мастила, в яких за рахунок використання високоякісної мастильної основи і раціональних композицій добавок поліпшені протизадирні, антиокислювальні і антикорозійні властивості (АСЗ-6, АСЗп-10, ИГП-114, ИГП-152 та ін.). Усі перелічені мастила можна застосовувати в широкому діапазоні температур навколишнього середовища - від -15 до +50 °С.

Основне призначення змащування - зменшення сил тертя, підвищення стійкості проти спрацювання та заїдання і відведення теплоти із зони контакту зубців. Потрібна кінематична в'язкість мастила повинна бути тим більшою, чим вищі контактні напруження у зачепленні зубців. Однак при цьому погіршується тепловідведення із зони контакту і збільшуються втрати потужності на перемішування мастила зубчастими колесами.

З урахуванням таких факторів, як контактне напруження , МПа, і колова швидкість , м/с, зубчастих коліс (або швидкість ковзання , м/с, у черв'ячній передачі), потрібна кінематична в'язкість v₅₀, мм²/с, повинна мати значення, що наведені у табл. 5.1.

Таблиця 5.1. Рекомендації щодо вибору в'язкості мастила для редукторів

Зубчасті редуктори	Черв'ячні редуктори	Зубчасті редуктори	Черв'ячні редуктори
					°
10	34	1,25	8,5	500	120	12,50	21
20	38	2,00	10	1000	160	20,00	26
50	50	3,20	12	2000	220	32,00	33
100	67	5,00	14	5000	350	50,00	42
200	85	8,00	17	-	-	-	-

Для багатоступінчастих редукторів потрібна кінематична в'язкість мастила вибирається за середньою коловою швидкістю зубчастих коліс швидко- та тихохідного ступенів.

Кінематичні в'язкості рідких мастил деяких марок для зубчастих і черв'ячних редукторів наведені у табл. 5.2.

Таблиця 5.2. Мастила для редукторів та їхня кінематична в'язкість

Марка мастила	Кінематична в'язкість v, мм2/с, при температурі, єС
	50	100
Зубчасті редуктори:
ИРП-75 (ТУ 38-101451-78)	72…80	11…13
ИРП-150 (ТУ 38-101451-78)	140…160	18…20
И-12А (ГОСТ 20799-88)	10…14	-
И-20А (ГОСТ 20799-88)	17…23	-
И-25А (ГОСТ 20799-88)	24…27	-
И-30А (ГОСТ 20799-88)	28…33	-
И-40А (ГОСТ 20799-88)	35…45	-
И-50А (ГОСТ 20799-88)	47…55	-
И-70А (ГОСТ 20799-88)	65…75	-
И-100А (ГОСТ 20799-88)	90…118	7
ТАП-15В (ГОСТ 23652-79)	120	15
ИТП-200 (ТУ 38-101292-79)	220…240	-
Черв'ячні редуктори:
ИГП-114 (ТУ 38-101413-78)	110…120	15
ИГП-152 (ТУ 38-101413-78)	147…158	20
АСЗп-6 (ТУ 38-10111-75)	-	6
АСЗп-10 (ТУ 38-101267-72-)	-	10
МС-20 (ГОСТ 21743-76)	157	20

Змащування зубчастих коліс редукторів із малими і середніми коловими швидкостями ( м/с) здійснюється зануренням їх у мастило, що знаходиться у нижній частині корпусу (картері). Глибину занурення тихохідних коліс кожного ступеня редуктора беруть рівною , але не меншою, ніж 10 мм і не більша від третини радіуса колеса. Допускається занурення у мастило на більшу глибину тих зубчастих коліс, що мають меншу колову швидкість. Об'єм масляної ванни знаходимо з розрахунку 0,15 дм³ масла на 1 кВт потужності, що передається.

Для редукторів із високими швидкостями зубчастих коліс ( м/с) застосовують циркуляційне змащування під тиском. Тут відфільтроване мастило подається через спеціальні сопла безпосередньо в зону зачеплення зубчастих коліс.

У черв'ячних редукторах змащування зануренням застосовують при швидкостях ковзання у зачепленні м/с. Із нижнім розміщенням черв'яка глибина його занурення повинна приблизно дорівнювати висоті витка. Із верхнім або вертикальним розміщенням черв'яка змащування зачеплення здійснюється зануренням черв'ячного колеса. Глибина занурення колеса - не менша, ніж висота його зубця, але не більша від третини його радіуса.

Змащування редукторів є надзвичайно важливою умовою їхньої нормальної і тривалої експлуатації. Тому в корпусах редукторів передбачають спеціальні отвори для випуску відпрацьованого мастила, відповідні вікна для контролю зубчастого зачеплення і заливання мастила, покажчики рівня мастила та іншу арматуру.

5.2 Змащування підшипникових вузлів

У випадку застосування рідких мастил змащування підшипників кочення може здійснюватись такими способами: зануренням підшипника у масляну ванну (до центра нижнього тіла кочення) для горизонтальних валів при м/с; розбризкуванням мастила обертовими деталями; застосуванням ґнотів для вертикальних валів і тихохідних горизонтальних; подачею мастила під тиском для опор, що працюють при високих швидкостях і навантаженнях тривалий час. В останньому випадку мастило інтенсивно відводить тепло від опори і підшипника.

Пластичні мастильні матеріали застосовують в опорах при м/с; вони придатні для змащування опор, що працюють в забруднених середовищах, або у разі недоцільності або неможливості застосування рідких мастил. Робоча температура опори не повинна бути вищою від температури каплепадіння пластичного мастила. Пластичні мастильні матеріали закладають при складанні опори і замінюють через визначені строки. Вони повинні заповнювати 2/3 вільного об'єму внутрішнього простору опори при малих і середніх частотах обертання підшипника і 1/2 - при високих частотах обертання.

Деякі марки пластичних мастильних матеріалів для підшипників кочення подано у табл. 5.3.

Таблиця 5.3. Деякі марки пластичних мастильних матеріалів

Назва і марка	Температура експлуатації, єС	Температура каплепадіння, єС
Кальцієві солідоли:
солідол синтетичний (солідол С)	від -20 до +65	85…105
прес-солідол С	від -30 до +50	85…98
прес-солідол УС-2	від -25 до +65	75
Багатоцільовий Літол - 24	від -40 до +130	180
Морозостійкі:
ЦИАТИМ-202	від -20 до +65	175
ЦИАТИМ-203	від -20 до +65	150
Натрієві і натрієво-кальцієві (консталіни жирові УТ-1)	від -20 до +120	130…150
Термостійкий ЦИТИМ-221С	від -60 до +180	203…207
Вакуумне антифрикційне ВНИИ НП-274	від -80 до +160	190…200

5.3 Ущільнення валів

Для захисту підшипників кочення від забруднення та запобігання витікання з опор мастила застосовують ущільнювальні пристрої (рис. 5.1).

Сальникові ущільнення Манжетні ущільнення

Лабіринтні радіальні та осьові ущільнення

Рис. 5.1. Основні типи ущільнень

За принципом дії ущільнювальні пристрої поділяють на такі:

контактні (манжетні та сальникові), що використовуються при низьких та середніх швидкостях; ущільнювальна дія забезпечуються завдяки щільному контакту деталей пристрою;

лабіринті та щілинні, які застосовують у необмеженому діапазоні швидкостей; захист здійснюється завдяки підвищеному опору витікання мастила через вузькі щілини;

відцентрові. які можуть бути використаними при середніх та високих швидкостях; принципи дії - відкидання відцентровими силами мастила та забруднюючих речовин, що потрапляють в підшипникові опори;

комбіновані, які поєднують декілька розглянутих вище принципів дії.

Манжетні ущільнення застосовують при швидкості ковзання м/с. Поверхня вала під ущільненням повинна бути загартованою до твердості НRС 40...45, мати шорсткість мкм і поле допуску h11. Ресурс манжет - до 5000 год. Вони надійно працюють як з пластичними так і з рідкими мастилами при перепадах температур від -45° до +150°С.

Сальникові ущільнення виконують у вигляді просочених у гарячому мастилі повстяних або фетрових кілець, що розміщені з натягом у спеціальних кільцевих жолобах. Використовують сальникові ущільнення для рідких і пластичних матил при швидкостях до 5 м/с на полірованих поверхнях валів.

Щілинні ущільнення виконують переважно у вигляді кільцевих щілин із проточками. Щілини заповнюють пластичним мастилом. Захисна властивість щілинних ущільнень незначна, тому їх використовують для підшипникових опор, що працюють у чистому і сухому середовищі.

Лабіринті ущільнення є найдосконалішими для роботи при високих швидкостях обертання. В цих ущільненнях треба забезпечити чергування відповідних ділянок із малими та збільшеними зазорами. Малі зазори 0,3...0,5мм при роботі ущільнень в умовах низьких та середніх швидкостей обертання заповнюють пластичним мастилом.

Якщо для змащування підшипників кочення застосовують пластичні мастила, а в корпусі механізму міститься рідке мастило (редуктори, коробки передач), то для ізоляції підшипників і уникнення вимивання пластичного мастила рідким, часто з внутрішньої сторони підшипникові вузли захищають мастило-затримуючими кільцями, спеціальними рухомими або нерухомими сталевими шайбами.

Приклад 10. Визначити тип змащування для циліндричного зубчастого редуктора, якщо колова швидкість передачі м/с, контактні напруження МПа, модуль зачеплення мм, діаметр ділильного кола зубчастого колеса мм, потужність ведучого валу редуктора кВт.

Розв'язок

1. Змащування передачі

Змащування циліндричної зубчастої передачі проектованого редуктора із коловою м/с здійснюється шляхом занурення зубчастого колеса у мастило, що знаходиться у нижній частині корпусу (картері).

Мінімальну глибину занурення тихохідного колеса редуктора беремо рівною

мм,

Отже, мм, тому приймаємо мм.

Максимальна глибина занурення тихохідного колеса рівна

мм.

Об'єм масляної ванни знаходимо з розрахунку 0,15 дм³ масла на 1 кВт потужності, що передається.

Отже, дм³.

Згідно із табл. 5.1 встановлюємо в'язкість мастила. При контактних напруженнях МПа і коловій швидкості передачі м/с в'язкість мастила рівна v₅₀=67мм²/с. За табл. 5.2 приймаємо індустріальне мастило И-70А (ГОСТ 20799-88).

2. Змащування підшипникових вузлів

Камери підшипників будуть заповнені індустріальним мастилом до цетра нижнього тіла кочення. Також підшипники будуть змащуватися масляним туманом, який утворюється внаслідок розбризкування мастила, що попадає у зону зубчастого зачеплення.

3. Ущільнення валів

Для утримання мастила у підшипникових гніздах, а також для захисту від забруднення, використовуємо маслоутримуючі кільця та сальникові ущільнення.

6. Визначення основних розмірів редуктора

6.1 Основні конструктивні розміри передач редуктора

Сталеві зубчасті колеса із заготовок круглого прокату, кованок, штамповок або за допомого лиття. Спосіб виготовлення і конструкція колеса визначаються його розмірами і серійністю виробництва.

Шестерні виготовляють як одне ціле з валом (вал-шестерня) або знімними.

Розміри елементів зубчастих коліс показані у табл. 6.1.

На рис. 6.1 - 6.4 показані схеми зубчастих циндричного і конічного коліс, вал-шестерні циліндричної та конусної передач.

Таблиця 6.1. Розміри елементів зубчастих коліс

Параметри	Формула
Діаметр маточини:
стальних коліс
чавунних коліс
Довжина маточини
Товщина обода коліс (не менше 8 мм) циліндричних
конічних
Товщина диска кованих коліс
штампованих коліс
литих коліс
конічних коліс
Діаметр центрового кола
Діаметр отворів в диску (в колесах малих розмірів отвори не виконують)
Фаски зубців
Відстань від основи малого конуса до маточини
Відстань від основи малого конуса до диска
Повна ширина колеса
Відстань від вершини конуса до центра колеса
Відстань від центра колеса до торця маточини
Відстань від вершини конуса до торця маточини
Ширина зрізу
Позначення: - діаметр вала; - модуль нормальний; - зовнішній коловий модуль; -ширина зубчастого вінця; - зовнішня конусна відстань.

При діаметрах мм колеса можуть виконуватися бандажними. Бандаж виконується із легованої сталі, центр - із дешевої вуглецевої сталі литим чи зварним.

Рис. 6.1. Циліндричне зубчасте колесо

Рис. 6.2. Вал-шестерня циліндричної передачі



Рис. 6.3. Конічне зубчасте колесо

Рис. 6.4. Вал-шестерня конічної передачі

Витки черв'яків виконують у більшості випадків за одне ціле з валом. Черв'ячні колеса для економії кольорових металів виконують із бронзовим вінцем і чавунним чи сталевим центром. Для коліс невеликих і середніх діаметрів застосовують зєднання з гарантованим натягом. Для запобігання взаємного колового і осьового зсуву вінця і маточини їх з'єднують гвинтати по поверхнях рознімання. Після затягування гвинтів їх зайву частину зрізають. У колесах великих діаметрів вінець ставлять на болтах для отворів з-під розвертки.

На рис. 6.5 та 6.6 показані конструкції черв'яка та черв'ячних коліс.

У табл. 6.2 показані розміри елементів черв'ячних коліс.

Рис. 6.5. Черв'як циліндричний

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 6.6. Конструкції черв'ячних коліс

Таблиця 6.2. Розміри елементів черв'ячних коліс

Параметри	Формула
Діаметр маточини колеса
Довжина маточини колеса
Найбільший діаметр колеса
Діаметр внутрішньої поверхні вінця
Діаметр отворів диска колеса
Діаметр кола центрів отворів диска колеса
Товщина вінця колеса	мм
Товщина обода колеса
Товщина диска колеса
Радіус вершин зубів колеса
Фаска	мм
Ширина паза
Глибина паза
Позначення: - ділильний діаметр черв'яка; - діаметр кола вершин черв'ячного колеса; - діаметр кола впадин черв'ячного колеса; - модуль; - ширина вінця колеса.

6.2 Розміри корпуса редуктора

Корпус редуктора переважно виконують рознімним, що складається з основи (картера) і кришки. Площина рознімання проходить через осі валів. Матеріал корпуса литого - чавун СЧ 10 або СЧ 15. Зварні конструкції з листової сталі Ст 2 або Ст 3 використовують рідко. Товщина стінок зварних стінок на 20…30% менша, ніж чавунних. Розміри елементів рознімних корпусів редукторів показані у табл. 6.3.

Таблиця 6.3. Розміри елементів рознімних корпусів редукторів

Параметри	Орієнтовні значення, мм
Товщина стінки основи корпуса редуктора:	У всіх випадках
- одноступеневого циліндричного
- одноступеневого конічного
- одноступеневого черв'ячного
Товщина стінки кришки корпуса редуктора:	У всіх випадках
- одноступеневого циліндричного
- одноступеневого конічного
- одноступеневого черв'ячного
Товщи верхнього пояса (фланця) основи корпуса
Товщи нижнього пояса (фланця) кришки корпуса
Товщи нижнього пояса (фланця) основи корпуса
Товщина ребер основи корпуса
Товщина ребер кришки корпуса
Діаметр фундаментних болтів
Кількість фундаментних болтів	У всіх випадках , де і - довжина і ширина корпуса
Діаметри болтів, що з'єднують основу корпуса з кришкою
Ширина верхнього пояса (фланця) основи корпуса

Відстань від площини основи редуктора до лінії рознімання корпуса визначається глибиною занурення коліс у масло і кількістю масла, що заливається. Відстань від кола виступів найбільшого колеса до внутрішньої поверхні днища корпуса повинна складати не менш 5…10 модулів цього колеса, щоб продукти зносу не збовтувалися, а відстоювалися.

Кришку і основу корпуса фіксують один до одного за допомогою штифтів, найчастіше використовують конічні.

Штифти ставлять не симетрично відносно поздовжньої осі корпуса. Штифти не ставлять на кутах фланців. Вони забезпечують правильну установку кришки при складанні редуктора.

7. Розрахунок і конструювання муфт

7.1 Розрахунок і конструювання зубчастої муфти

Зубчаста муфта компенсує осьове, радіальне і кутове зміщення валів. Вона має такі переваги: невелика маса і габаритні розміри; високу несучу здатність; допускає високі колові швидкості.

Зубчасті муфти стандартизовані (ГОСТ 5006-83) для діаметрів валів 40…200 мм і обертових моментів 1000…63000 Нм.

Компенсація не співвісності валів під час роботи муфти супроводжується неперервним ковзанням у контакті зубів і відповідним їхнім спрацюванням, яке і є основною причиною виходу їх з ладу.

Стійкість зубів муфти проти прискореного спрацювання перевіряють за умовою

, (7.1)

де - ділильний діаметр зубчастих вінців; - ширина вінця півмуфти.

Для стандартних зубчастих муфт допустиме напруження на зминання приймають МПа.

7.2 Розрахунок і конструювання кулачкової муфти

Кулачкова муфта вимагає достатньо високої точності центрування валів, оскільки перекоси різко зменшують надійність її роботи. Робото здатність даних муфт оцінюється в основному стійкістю кулачків проти спрацювання, яка залежить від напружень зминання на робочих поверхнях.

При рівномірному розподілі навантаження між усіма кулачками стійкість проти спрацювання забезпечується з виконанням умови

, (7.2)

де - діаметр розташування кулачків; - кількість кулачків; - ширина кулачка; - висота кулачка.

Допустиме напруження на зминання рекомендують брати: МПа при вмиканні муфти зупиненим приводом і МПа при вмиканні муфти під час обертання валів.

7.3 Розрахунок і конструювання втулково-пальцевої муфти

Втулково-пальцеві муфти стандартизовані (ГОСТ 21424-75) для діаметрів валів 10…160 мм і обертових моментів 6,3…16000 Нм.

Робото здатність даних муфт визначається міцністю пальців та гумових втулок. Перевірний розрахунок гумових втулок виконують за умовою обмеження тиску на поверхні їхнього контакту із пальцями, а самих пальців - за умовою міцності на згин.

Навантаження на одному пальці визначають за формулою

, (7.3)

де - діаметр розташування пальців; - кількість пальців у муфті (переважно ).

Умова міцності втулок муфти має вигляд

, (7.4)

де - діаметр пальця; - довжина втулки.

Умова міцності на згин пальців має вигляд

, (7.5)

де - осьовий зазор між пів муфтами.

Допустимий тиск для гуми беруть МПа, а допустиме напруження згину для пальців МПа.

7.4 Розрахунок і конструювання кулачково-дискової муфти

Кулачково-дискова муфта використовується для зєднання валів із незначною не співвісністю, що спричинює ковзання виступів проміжного диску у пазах і їхнє спрацювання. Тому на робочих поверхнях проміжного диску обмежують напруження зминання при передаванні муфтою обертового моменту.

Тому із умови рівноваги проміжного диску можна записати

, (7.6)

де - зовнішній діаметр проміжного диску; - внутрішній діаметр диску; - товщина диску.

Допустиме напруження зминання для сталевих термооброблених деталей кулачково-дискової муфти беруть МПа.

Спрацювання деталей муфти можна зменшити також змащуванням поверхонь тертя твердими мастильними матеріалами на основі графіту або дисульфіду молібдену (рідкі і пластичні мастила не утримуються на деталях муфти під час її обертання).

Рекомендована література

Основна:

1. Гузенков П.Г. Детали машин / Гузенков П.Г. - М.: Машиностроение, 1982. - 351 с.

2. Дирда В.І. Деталі машин / Дирда В.І., Овчаренко Ю.М., Рижков І.Є. - Дніпропетровськ: Авантаж, 2007. - 440 с.

3. Заблонський К.И. Детали машин / Заблонський К.И. - К., 1985. - 518 с.

4. Иванов М.Н. Детали машин / Иванов М.Н. - М.: Машиностроение, 1984. - 336 с.

5. Коновалюк Д.М. Деталі машин / Коновалюк Д.М., Ковальчук Р.М. - К.: Кондор, 2004. - 584 с.

6. Павлине В.Г. Основи конструювання та розрахунок деталей машин / Павлине В.Г. - Львів: Афіша, 2003. - 560 с.

7. Решетов Д.Н. Детали машин / Решетов Д.Н. - М.: Машиностроение, 1974. - 495 с.

Додаткова:

1. Анурьев Б.И. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3 т. / Анурьев Б.И. - М.: Машиностроение, 1982 - т. 1, 2, 3.

2. Детали машин. Атлас конструкцій: В 2 ч. / под. ред. Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1992. - 746 с.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / Дунаев П.Ф., Леликов О.П. - М.: Academia, 1998. 496 с.

4. Иванов М.Н. Детали машин. Курсовое проектирование / Иванов М.Н., Иванов В.М. - М.: Машиностроение, 1975. - 551 с.

5. Киркач Н.Ф. Расчет и проектирование деталей машин / Киркач Н.Ф., Балабасян Р.А. - Харьков: Основа, 1991. - 276 с.

6. Малащенко В.О. Деталі машин. Курсове проектування / Малащенко В.О., Янків В.В. - Львів: Новий світ, 2000, 2006. - 252 с.

7. Малько Б.Д. Курсове проектування деталей машин / Малько Б.Д., Сенчішак В.М., Смага Б.І., Попович В.Я., Борисович Б.Д. - Івано - Франківськ: Факел, 2003. - 438 с.

8. Овчаров Б.З. Розрахунки і проектування деталей машин: В 2 ч. / Овчаров Б.З., Міняйло А.В., Мазоренко Д.І., Тіщенко Л.М. - Харків: ХНТУСГ, 2006. - 366 с.

9. Орлов П.И. Основы констроирование: В 2 кн. / Орлов П.И. - М.: Машиностроение, 1988, - 560 с.

10. Пастушенко С.І. Курсове проектування деталей машин / Пастушенко С.І., Гольдшміт О.В., Ярошенко В.Ф. - К.: Аграрна освіта, 2003. - 291 с.

11. Чернавский С.А. Проектировиние механических передач / Чернавский С.А. М.: Машиностроение, 1984. - 592 с.

12. Чернилевский Д.В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование / Чернилевский Д.В. - 2-е узд., перераб. и доп. - К.: Выша шк. Головное узд-во, 1987. - 328 с.

13. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / Шейнблит А.Е. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

Додатки

Приклад заповнення специфікації

Позначення	Назва
	Документація
БАТІ-КП.000.АІФ.01.01.00.00 СК	Складальне креслення
	Деталі
БАТІ-КП.000.АІФ.01.01.00.01



Размещено на Allbest.ru