44

Министерство образования и науки Российской Федерации

ГОУ ВПО Магнитогорский государственный технический университет

им. Г.И. Носова

Кафедра ПМ, Г, ПТ и ТК

Комплект технической документации к курсовому

проекту по деталям машин

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Спроектировать двухступенчатый горизонтальный цилиндрический соосный косозубый редуктор общего назначения привода ленточного конвейера.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Окружная сила на барабане Р = 4 кН;

Скорость движения ленты транспортера V = 0,6 м/с;

Диаметр барабана Dб = 0,9 м.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Примем: КПД ременной передачи з1 = 0,97; КПД пары зубчатых колес з2 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, з3 = 0,99; коэффициент, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, з4 = 0,99.

Общий КПД привода

= .

Требуемая мощность электродвигателя

кВт.

Угловая скорость и частота вращения приводного барабана:

рад/с;

об/мин.

По каталогу принимаем электродвигатель типа АОП 2-41-6, для которого Nдв = 3 кВт и nдв = 955 об/мин. Диаметр конца вала ротора dдв = 32 мм.

Угловая скорость вала двигателя

рад/с.

Общее передаточное отношение привода

.

Принимаем для быстроходной ступени iБ = 5, для тихоходной iТ = 5. Тогда значение передаточного отношения ременной передачи:

Угловые скорости и частоты вращения валов:

ведущего вала редуктора

рад/с; об/мин.

промежуточного вала редуктора

рад/с;

об/мин;

ведомого вала редуктора

рад/с;

об/мин.

Определим вращающие моменты на валах без учета потерь на трение:

Нм;

Нм;

Нм.

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. Для шестерен принимаем сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 230; для колес сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

;

здесь предел контактной выносливости

.

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора КHL = 1;

коэффициент запаса прочности [n]H = 1,15.

Принимаем значения коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колес КНв = 1,25.

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени шbaБ = 0,25 и для тихоходной шbaТ = 0,4.

Расчет тихоходной ступени

Межосевое расстояние

мм.

здесь uT = iT = 5.

Принимаем по стандарту aщT = 280 мм.

Нормальный модуль

mnT = (0,01 ? 0,02) aщT = (0,01 ? 0,02)·280 = 2,8 ? 5,6 мм.

По стандарту принимаем mnT = 4 мм.

Рис. 2. Кинематическая схема редуктора.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 10? и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

.

Принимаем z3 = 23.

Тогда z4 = z3·uT = 23·5=115.

Уточняем значения угла в:

;

вТ = 9? 42'.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

мм;

мм;

проверка: ; мм.

диаметры вершин зубьев:

мм;

мм;

диаметры впадин:

 мм;

мм.

Ширина колеса:

мм.

Ширина шестерни:

b3 = b4 + (5 ? 10) = 112+8 = 120 мм.

Рис. 3. Схема зубьев.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес тихоходной ступени:

м/с.

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

KH = KHвKHбKHх = 1,15·1,06·1=1,219.

Здесь значения коэффициентов:

KHв = 1,15; KHб = 1,06; KHх = 1.

KHв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

KHб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

KHх - динамический коэффициент, зависящий от окружной скорости колес и степени точности их изготовления.

Проверяем контактные напряжения:

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени (рис. 4):

окружная

Н;

радиальная

Н;

осевая

 Н.

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

. (рис. 5)

Определяем коэффициент нагрузки KF = KFвKFх = 1,3·1,1 = 1,43.

Здесь KFв = 1,3; KFх = 1,1.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям YF выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни ; YF3 = 3,9;

для колеса ; YF4 = 3,6.

Допускаемое напряжение

.

Для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба:

;

для шестерни у?F lim b3 = 1,8·230 = 415 ;

для колеса у?F lim b4 = 1,8·200 = 360 .

Коэффициент запаса прочности [n]F = [n]'F [n]"F.

[n]'F = 1,75; [n]"F = 1.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерни

; ;

для колеса

; .

Найденное отношение меньше для колеса. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.

Определяем коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми.

Yв = , где в = 9,7° - угол наклона линии зуба.

Коэффициент KFб = 0,75.

Проверяем зуб колеса:

,

что значительно меньше [у]F4 = 206 .

Расчет быстроходной ступени

Из условия соосности aщБ = aщT = 280 мм.

Коэффициент шbaБ = 0,25. Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: [у]H = 408.

Нормальный модуль mn для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимают несколько меньше, чем в тихоходной. Принимаем mnБ = 2,5 мм.

Предварительно принимаем в = 10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

.

Принимаем z1 = 37, тогда z2 = z1·uБ = 37·5 = 185.

Уточняем:

; вБ = 7° 42'.

Основные размеры шестерни и колеса (рис. 3):

диаметры делительные:

мм;

мм;

проверка: ; мм.

диаметры вершин зубьев:

 мм;

мм;

диаметры впадин:

мм;

мм.

Ширина колеса:

мм.

Ширина шестерни:

b1 = b2 + (5 ? 10) = 70+5 = 75 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

.

Окружная скорость колес быстроходной ступени и степень точности передачи:

м/с;

назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки KH:

KH = KHвKHбKHх = 1,08·1,06·1=1,1448.

Проверяем контактные напряжения:

,

уH < [у]H.

Силы в зацеплении (рис. 4):

окружная

Н;

радиальная

Н;

осевая

Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба (рис. 5):

.

Коэффициент нагрузки KF = KFвKFх = 1,17·1,1=1,287.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям YF:

; YF1 = 3,72;

; YF2 = 3,6.

Допускаемое напряжение:

.

Для стали 45 улучшенной :

для шестерни у?F lim b1 = 1,8·230 = 415 ;

для колеса у?F lim b2 = 1,8·200 = 360 .

Коэффициент запаса прочности [n]F = [n]'F [n]"F.

[n]'F = 1,75; [n]"F = 1.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерни

; ;

для колеса

; .

Найденное отношение меньше для колеса. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.

Определяем коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми.

Yв = , где в = 7,7° - угол наклона линии зуба.

Коэффициент KFб = 0,75.

Проверяем зуб колеса:

,

что значительно меньше [у]F2 = 206 .

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего: М1 = 72 Нм;

промежуточного: М2 = М3 = 360 Нм; ведомого: М4 = 1800 Нм.

Диаметр выходного конца ведущего вала при [ф]к = 25

,

примем dвед1 = 0,75 dдв = 0,75·32 = 24 мм; dвед2 = 30 мм; диаметр вала под подшипниками принимаем dвед3 = 35 мм, под ведущей шестерней dвед4 = 40 мм. Длина выходного конца lвед1 ? 1,6dвед1 40; lвед2 = 38 мм; lвед3 = 30 мм; lвед4 = b1 + 8 = 83 мм; lвед5 = 8 мм; lвед6 = 30 мм (рис. 6).

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения по пониженным допускаемым напряжениям [ф]к = 15:

.

Принимаем диаметр под шестерней dк3 = 50 мм; такой же диаметр выполним под зубчатым колесом dк2 = 50 мм; под подшипниками dп2 = 45 мм. l1 = 78 мм; l2 = 196 мм; l3 = 106 мм; l4 = 35 мм; l5 = 38 мм (рис. 7).

Ведомый вал рассчитываем при [ф]к = 25.

Диаметр выходного конца вала

.

Принимаем dв4 = 70 мм; диаметры под подшипниками dп4 = 80 мм; под колесом dк4 = 85 мм; dв3 = 75 мм; lв1 = 48 мм; lв2 = 8 мм; lв3 = 120 мм; lв4 = 48 мм; lв5 = 23 мм; lв6 = 140 мм (рис. 8).

Рис. 6. Конструирование ведущего вала.



Рис. 7. Конструирование промежуточного вала.



dк4

Рис. 8. Конструирование ведомого вала.

4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Быстроходная ступень:

Шестерня: d1 = 93 мм;

Колесо: d2 = 467 мм;

da1 = 98 мм;

Колесо: da2 = 472 мм;

b1 = 75 мм.

Колесо: b2 = 70 мм.

Шестерню изготовляем без ступицы.

Диаметр и длина ступицы колеса:

dст2 = 1,6dк2 = 1,6·50 = 80 мм;

lст2 = (1,2 ? 1,5)dк2 = (1,2 ? 1,5) ·50 = 60 ? 75

Принимаем lст2 = 70 мм;

толщина обода до = (2,5 ? 4)mnБ = (2,5 ? 4) ·2,5.

Принимаем до = 10 мм.

Толщина диска С = 0,3b2 = 0,3·70 = 21 мм.

Тихоходная ступень:

Шестерня: d3 = 93 мм;

Колесо: d4 = 467 мм;

da3 = 101 мм;

Колесо: da4 = 475 мм;

b3 = 120 мм.

Колесо: b4 = 112 мм.

Шестерню изготовляем без ступицы.

Диаметр ступицы колеса:

dст4 = 1,6dк4 = 1,6·85 = 136 мм;

Длина ступицы lст4 = b4 = 112 мм;

толщина обода до = 12 мм.

Толщина диска С = 34 мм.

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса и крышки (рис. 9):

д = 0,025aТ + 3 мм = 0,025·280 + 3 = 10 мм;

д1 = 0,02aТ + 3 мм = 0,02·280 + 3 = 8,6 мм.

Принимаем д = д1 = 10 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

b = 1,5д = 1,5·10 = 15 мм; b1 = 1,5·д1 = 15 мм;

нижний пояс корпуса

р = 2,35д = 2,35·10 = 23,5 мм.

Толщина ребер основания корпуса:

m = (0,85 ? 1) д = 8,5 ? 10 мм;

принимаем m = 9 мм.

Толщина ребер крышки:

m1 = (0,85 ? 1) д1 = 8,5 ? 10 мм;

принимаем m1 = 9 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных d1 = (0,03 ? 0,036)a + 12 = (0,03 ? 0,036) ·280 + 12 =

= 20,4 ? 22,08 мм, принимаем болты с резьбой М22;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2 = (0,7 ? 0,75)d1 = (0,7 ? 0,75) ·22 = 15,4 ? 16,5 мм, принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом

d3 = (0,5 ? 0,6)d1 = (0,5 ? 0,6) ·22 = 11 ? 13,2 мм, принимаем болты с резьбой М12.

Рис. 9. Конструктивные элементы корпуса.

6. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

Выявляем расстояния между опорами и положение зубчатых колес относительно опор.

Чертеж выполняем тонкими линиями, масштаб 1 : 1.

Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления окунанием зубчатых колес в масляную ванну, подшипники - тем же маслом за счет его разбрызгивания.

Последовательность выполнения компоновки такова.

Проводим две вертикальные осевые линии на расстоянии ащБ = ащТ = 280мм.

Ориентировочно намечаем для валов радиальные шарикоподшипники средней серии, подбирая их по диаметрам посадочных мест:

Подшипник 307 309 316

d, мм 35 45 80

В, мм 21 25 39

D, мм 80 100 170

Размещаем подшипники ведущего и ведомого валов в средней опоре, приняв расстояние между их торцами 8 мм.

Намечаем ширину средней опоры t, считая, что каждый подшипник углублен от края опоры на 5 мм:

t = 2•5 + 21 + 39 + 8 = 78 мм.

Принимаем зазоры между торцами колес и средней опорой, а также между торцами колес и внутренней стенкой корпуса 12 мм.

Вычерчиваем зубчатые колеса в виде прямоугольников и очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 5 мм.

Определяем замером расстояния и проставляем их на чертеже (рис. 10).

Рис. 10. Предварительная компоновка двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора: с1 = 65 мм; с2 = 93 мм.

Определяем долговечность подшипников промежуточного вала (рис. 11).

Промежуточный вал установлен в шариковых радиальных подшипниках средней серии.

Таблица 1. Подшипники промежуточного вала.

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	мм	динамическая С	статическая Со
309	45	100	25	37,1	26,2

Из предыдущих расчетов и компоновки известно:

РБ = 1548 Н; РrБ = 568 Н; РаБ = 209 Н;

Рт = 7742 Н; РrТ = 2858 Н; РаТ = 1316 Н;

d2 = 467 мм; d3 = 93 мм; l = 354 мм;

с1 = 65 мм; с2 = 93 мм; n2 = 63,514 об/мин.

Рм = 0,25Рт = 1935 Н; Ррп = Н, где диаметр шкива = 100 мм

Для уменьшения результирующей осевой нагрузки на промежуточном валу следует выбирать направление зубьев колеса быстроходной ступени и шестерни тихоходной ступени одинаковыми. При этом осевые усилия РаБ и РаТ направлены в разные стороны. Также будут направлены в разные стороны и усилия РБ и РТ.

Реакции опор:

в плоскости xz

-Rx1l - PБ (l - c1) + PTc2 = 0;

Rx1 = Н;

Rx2l - PT (l - c2) + PБс1 = 0;

Rx2 = Н;

проверка: Rx1 + PБ + Rx2 - PT = 770 + 1548 + 5423 - 7742 0;

в плоскости yz

-Ry1l + PrБ (l - c1) - PаБ+ PrTc2 + PaT= 0;

Ry2l - PrT (l - c2) + PaT- PrБс1 - PaБ= 0;



Рис. 11. Расчетная схема промежуточного вала.



Н;

проверка: Ry1 +Ry2 - (PrБ + PrT) = 1251 + 2175 - 568 - 2858 = 0.

Суммарные реакции:

Fr1 = R1 = Н;

Fr2 = R2 = Н.

Определяем долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры «2». На эту опору действуют радиальная реакция R2 = 5843 Н и внешняя осевая сила Fа = PaT - PaБ = 1316 - 209 = 1107 Н.

Эквивалентная нагрузка

Pэ2 = (XFr2V + YFa)KбКт,

где Х - коэффициент радиальной нагрузки; V - коэффициент, учитывающий вращение колец; Y - коэффициент осевой нагрузки; Кт - температурный коэффициент; Кб - коэффициент безопасности.

V = 1; Кб = 1 и Кт = 1.

Отношение = ;

Этому отношению соответствует е = 0,24.

Так как отношение < e, то Х = 1 и Y = 0.

Pэ2 = 5843 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.:

L = млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = ч,

что соответствует допускаемой минимальной долговечности (ресурс работы подшипников принимают от 36000 ч до 10000 ч).

Определяем долговечность подшипников ведущего вала (рис. 12).

Ведущий вал установлен в шариковых радиальных подшипниках средней серии.

Таблица 2. Подшипники ведущего вала.

Условное обозначение подшипника	D	D	B	Грузоподъемность, кН
	мм	динамическая С	статическая Со
307	35	80	21	25,7	17,6

Из первого этапа компоновки l1 = 65 мм, а из расчетов n1 = 317,57 об/мин, l2 = 88 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Rx3 = Rx4 = Н;

в плоскости yz

-Ry3•2l1 - PrБl1 - PaБ+ Ррп • (2l1 + l2) = 0;

Ry3 = Н;

-Ry4•2l1 + PrБl1 - PaБ+Ррп•l2 = 0;

Ry4 = Н.

Проверка: Ry3 - Ry4 + PrБ - Ррп = 2056 - 1184 + 568 - 1440 = 0.

Суммарные реакции:

Fr3 = R3 = Н;

Fr4 = R4 = Н.

Определяем долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры «3». На эту опору действуют радиальная реакция R3 = 2196 Н и внешняя осевая сила Fа = PaБ = 209 Н.

Эквивалентная нагрузка

Pэ3 = (XFr3V + YFa)KбКт,

V = 1; Кб = 1 и Кт = 1.

Отношение = ;

Этому отношению соответствует е = 0,19.

Так как отношение < e, то Х = 1 и Y = 0.

Pэ3 = 2196 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.:

L = млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = ч.

Определяем долговечность подшипников ведомого вала (рис. 13).

На ведомом валу для обеспечения необходимой долговечности вместо шариковых радиальных подшипников применим роликовые конические с углом контакта б = 25 ? 29? (ГОСТ 7260-70).



Рис. 13. Расчетная схема ведомого вала.

Таблица 3. Подшипники ведомого вала.

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	мм	динамическая С	статическая Со
27316	80	170	39	120	100

Из первого этапа компоновки а1 = 93 мм, а из расчетов n4 = 12,7 об/мин, а2= 183 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Rx5 = Rx6 = Н;

в плоскости yz

Ry5•2а1 - PrТа1 + PaТ- Рм • а2 = 0;

Ry5 = Н;

Ry6•2а1 + PrТа1 + PaТ- Рм • (а2 + 2а1) = 0;

Проверка: Ry6 - Ry5 + PrТ - Рм = 757 - 1680 + 2858 - 1935 = 0.

Суммарные реакции:

Fr5 = R5 = Н;

Fr6 = R6 = Н.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

S5 = 0,83eFr5 = 0,83•0,82•4220 = 2872 Н;

S6 = 0,83eFr6 = 0,83•0,82•3944 = 2684 Н,

где для подшипников 27316 коэффициент влияния осевого нагружения е = 0,82.

Определяем долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры «5».

Осевая нагрузка подшипника: Fа5 = S5 + PaТ = 2872 + 1316 = 4188 Н.

Эквивалентная нагрузка

Pэ5 = (XFr5V + YFa5)KбКт,

V = 1; Кб = 1 и Кт = 1.

Отношение = > e, то Х = 0,4 и Y = 0,7.

Pэ5 = (0,4·4220 + 0,7·4188) = 4619 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.:

L = млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = ч.

7. ВТОРОЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ

Целью второго этапа компоновки является конструктивное оформление шестерен, зубчатых колес, валов, корпуса и некоторых других деталей, а также подготовка необходимых данных для расчетов на прочность валов.

Примем следующий порядок выполнения этого этапа работы.

Оформляем конструкции шестерен и зубчатых колес по размерам, найденным ранее.

Вычерчиваем подшипники, сохраняя при этом ранее принятые зазоры. На ведущем и промежуточном валах шариковые радиальные подшипники средней серии 307 и 309. На ведомом валу - роликовые конические подшипники. Между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1 - 2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец.

Вычерчиваем валы. Для фиксации зубчатых колес на валах предусматриваем буртики. Промежуточный вал с этой же целью в средней части делаем утолщенным.

Таким образом, каждое зубчатое колесо с одной стороны упирается в утолщение вала, а с другой стороны с помощью распорной втулки фиксируется ближайшим подшипником. Для того, чтобы гарантировать упор втулки в подшипник, переход от одной ступени вала к другой не совпадает с торцом втулки, а утоплен на 2 - 3 мм вглубь.

Подшипник средней опоры ведущего вала устанавливаем в толстостенном стакане, наружный диаметр которого равен наружному диаметру подшипника ведомого вала (это упрощает расточку средней опоры).

Вычерчиваем крышки подшипников с прокладкам и болтами (можно показать только один болт). Штриховыми линиями вычерчиваем наружные очертания стенки корпуса и бобышки под болты. Наносим контур верхнего фланца (пояса).

Конструктивно оформляем среднюю опору и намечаем расположение шпилек, с помощью которых будет крепиться крышка этой опоры.

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скругленными торцами по СТ СЭВ 189 - 75 и вычерчиваем их:

ведущий вал - 24 мм, b x h x l = 8 x 7 x 32

40 мм, b x h x l = 12 x 8 x 63;

промежуточный вал - 50 мм, b x h x l = 14 x 9 x 63;

50 мм, b x h x l = 14 x 9 x 100;

ведомый вал - 85 мм, b x h x l = 22 x 14 x 100;

70 мм, b x h x l = 20 x 12 x 125

8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности:

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [у]см = 100 ? 120 , при чугунной ступице [у]см = 50 ? 70 .

Ведущий вал.

Из двух шпонок более нагружена та, которая на конце вала, так как меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки.

d = 24 мм; b x h = 8 x 7 мм; t1 = 4 мм; l = 32 мм; М1 = 72000 Н·мм.

.

Промежуточный вал.

Проверим шпонку под зубчатым колесом.

d = 50 мм; b x h = 14 x 9 мм; t1 = 5,5 мм; l = 63 мм; М2 = 360000 Н·мм.

.

Ведомый вал.

Из двух шпонок более нагружена та, которая на конце вала, так как меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки.

d = 70 мм; b x h = 20 x 12 мм; t1 = 7,5 мм; l = 125 мм; М4 = 1800000 Н·мм.

.

Прочность обеспечена.

9. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n]. Прочность соблюдена при n ? [n].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала - сталь 45 нормализованная, уВ = 590, у_1 = =254 и ф_1 = 147.

Определим коэффициент запаса прочности для сечения Б - Б, где концентрация напряжений обусловлена напрессовкой деталей.

и ; принимаем шу = 0,15 и шф = 0,1.

Изгибающий момент

М = Ррп • l2 = 1440•88 = 126720 Нмм.

Осевой момент сопротивления

.

Амплитуда нормальных напряжений

; уm = 0.

Полярный момент сопротивления

Wp = 2W = 2•4207 = 8414.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б - Б

.

Определим коэффициент запаса прочности для сечения В - В, где концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающие моменты:

Относительно оси у: Му = Ррп•126 - Ry3•38 = 1440•126 - 2056•38 = 103312 Нмм.

Относительно оси х: Мх = Rx3•38 = 774•38 = 29412 Нмм.

Результирующий изгибающий момент

М = Нмм.

Моменты сопротивления сечения нетто:

.

Амплитуда нормальных напряжений

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

уВ = 590, у_1 = 254, ф_1 = 147, kу = 1,6, kф = 1,5, еу = еф = 0,7, шф = 0,1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В - В

.

Промежуточный вал.

Материал такой же, что на ведущем валу.

Определим коэффициент запаса прочности для сечения А - А, где концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающие моменты:

Относительно оси у: Му = Ry2•93 = 2175•93 = 202275 Нмм.

Относительно оси х: Мх = Rx2•93 = 5423•93 = 504339 Нмм.

Результирующий изгибающий момент

М = Нмм.

Моменты сопротивления сечения нетто:

.

Амплитуда нормальных напряжений

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

уВ = 590, у_1 = 254, ф_1 = 147, kу = 1,6, kф = 1,5, еу = еф = 0,75, шф = 0,1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А - А

.

Ведомый вал.

Материал такой же, что на ведущем валу.

Определим коэффициент запаса прочности для сечения Г - Г, где концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающие моменты:

Относительно оси у: Му = Рм •276 - Ry6•93 = 1935•276-757•93 = 463659 Нмм.

Относительно оси х: Мх = Rx6•93 = 3871•93 = 360003 Нмм.

Результирующий изгибающий момент

М = Нмм.

Моменты сопротивления сечения нетто:

.

Амплитуда нормальных напряжений

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

уВ = 590, у_1 = 254, ф_1 = 147, kу = 1,6, kф = 1,5, еу = еф = 0,65, шф = 0,1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Г - Г

.

10. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечить погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны (из расчета 0,5 на 1 кВт передаваемой мощности) Vм = 0,5•2,7 = 1,35 . Подшипники смазывают тем же маслом за счет разбрызгивания.

Вязкость масла выбираем в зависимости от окружной скорости. В быстроходной паре v = 1,546 м/с и рекомендуемая вязкость масла v50 = 118 cCт; в тихоходной v = 0,3 м/с и рекомендуемая вязкость масла v50 = 177 cCт. Среднее значение v50 = 148 cCт. Выбираем масло индустриальное И-100А.

Уровень масла контролируем жезловым маслоуказателем при остановке редуктора.

11. ПОСАДКИ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Посадка шестерни на ведущий вал Н7/к6 по СТ СЭВ 144-75. Посадка зубчатого колеса на промежуточный вал Н7/к6. Посадка шестерни на промежуточный вал Н7/к6. Посадка зубчатого колеса на ведомый вал Н7/к6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Посадка крышек подшипников Н7/h8.

12. СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

в ведущий вал закладывают шпонку 12 х 8 х 63 и напрессовывают шестерню до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

в промежуточный вал с одной стороны закладывают шпонку 14 х 9 х 63 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, с другой стороны закладывают шпонку 14 х 9 х 100 и напрессовывают шестерню до упора в бурт вала; затем надевают распорные втулки, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

в ведомый вал закладывают шпонку 22 х 14 х 100 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают конические роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса редуктора, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Далее на конец ведущего вала закладывают шпонку 8 х 7 х 32, на конец ведомого вала закладывают шпонку 20 х 12 х 125 и крепят муфту.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.