Проектування приводу стрічкового транспортера з розробкою одноступеневого косозубого редуктора

Завдання на проектування

Спроектувати привод стрічкового транспортера з розробкою одноступеневого косозубого редуктора Вихідні дані

Рисунок 1

1. Електродвигун. 2 Пасова передача. 3 Редуктор. 4 Муфта. 5 Транспортер.

Вихідні параметри а) Сила на тяжіння стрічки F = кН .

б) Швидкість стрічки v = м/с .

в) Діаметр барабана транспортера D = мм.

Склад і зміст документів проекту:

відповідно до методичних вказівок Курсовий проект. Загальні положення / - Рубіжне: РПК ЛНУ, 2009. — 16 с.

Строк представлення студентом виконаного і підписаного керівником проекту на затвердження голові циклової комісії 15.06.10 р.

1. Кінематичний розрахунок рушія. Вибір електродвигуна

Потужність на барабані транспортера Рб, кВт Рб = F?; (1)

Загальний коефіцієнт корисної дії привода з, з = зп? зз? зм? з3пп; (2)

де а) зп — ККД пасової передачі, зп = 0,95 [1., с.41];

б) зз — ККД зубчатої передачі, зз = 0,96 [1., с.40];

в) зм — ККД муфти, зм = 0,98 [1., с.41];

г) зпп — ККД пари підшипників котіння, зпп = 0,99 [1., с.41];

з = 0,95?0,96?0,98?0,993 = 0,867.

Необхідна потужність електродвигуна, кВт

; (3)

Кутова швидкість барабана транспортера б, рад/с

; (4)

Частота обертання барабана транспортера nб, об/хв

; (5)

Оптимальне передаточне відношення привода u;

u' = uп' · uз'; (6)

де а) u’n — оптимальне передаточне відношення пасової передачі, u’n = 3 або 4 [1., с.43];

б) u’з — оптимальне передаточне число зубчастої передачі, u’з = 4 або 5 [1., с.43];

Необхідна частота обертання електродвигуна n, об/хв

n’д = u' · nб; (6)

Вибір електродвигуна для = кВт і n = об/хв приймаємо електродвигун типу у якого Р= кВт, n = об/хв [1., табл. К9., с. 384].

Передаточне відношення привода u

; (7)

Передаточні відношення ступенів приводу) а) передаточне число зубчатої передачі uз, приймаємо из= 2,8;

б) передаточне відношення пасової передачі uп

; (8)

Кутові швидкості валів привода, рад/с .

а) кутова швидкість вала електродвигуна ?

; (9)

б) кутова швидкість швидкохідного вала редуктора 1,

; (10)

в) кутова швидкість тихохідного вала редуктора 2 ,

; (11)

г) кутова швидкість барабана транспортера б ,

б = 2

Обертові моменти на валах привода Т, Н· м:

а) вал електродвигуна Т, Н· м

; (12)

б) швидкохідний вал редуктора Т1, Н· м Т1 = · uп · зп · зпп; (13)

в) тихохідний вал редуктора Т2, Н· м Т2 =Т1? u3? з3? зпп; (14)

2. Розрахунок зубчастої передачі редуктора

2.1 Проектний розрахунок

Вибір матеріалу зубчастої передачі:

а) за табл. 3.1 [1., с. 49] приймаємо марку сталі:

для шестерні - 40Х, твердість > 45 HRCэ1; для колеса — 40Х, твердість < 350 НВ2.

Різниця середніх твердостей НВ1 ср — НВ2 ср > 70.

б) за табл. 3.2 [1., с. 50] визначимо механічні характеристики сталі 40Х: для шестерні твердість 45…50 HRCэ1, термообробка — поліпшення та загартування СВЧ, Dпред = 125 мм; для колеса твердість 269…302 НВ2, термообробка — поліпшення, Sпред = 80 мм.

в) середня твердість зубів шестерні і колеса

;

За графіком [1., рис. 3.1, с. 48] знаходимо НВ1 ср = 457.

Допустимі контактні напруження для зубів шестерні [у]н1 і [у]н2, МПа.

а) Коефіцієнт довговічності КНL.

— кількість циклів навантаження за весь строк служби:

для колеса

N2=573щ2Lh; (15)

N2 =573· 7·25·103=100,3·106;

— для шестерні

N1 = N2 u; (16)

N1 =100,3· 106·2,8=280,84·106.

— число циклів зміни напружень Nно, яке відповідає межі витривалості за табл. 3.3 [1., с. 51].

Nно1 = 69,9 · 106;

Nно2 = 22,5 · 106

— так як N1 > Nно1, N2 > Nно2, тоді коефіцієнти довговічності КНL1 = 1, а КНL2 = 1 [1., с. 51].

б) за табл. 3.1 [1., с. 49] визначимо допустиме контактне напруження, яке відповідає числу циклів зміни напружень Nно, МПа для шестерні

[у]но1 = 14 HRC эср+170; (17)

[у]но1 = 14 · 47,5 + 170 = 835 МПа;

— для колеса

[у]но2 = 18 НВ2ср+ 67; (18)

[у]но2 = 18 · 285,5 + 67 = 580,9 МПа

— так як НВ1ср — НВ2ср = 457 — 285,5 = 171,5 > 70 і НВ2ср = 285,5 < 350 НВ, тоді косозуба передача розраховується на міцність за середнім допустимим контактним напруженням [у]н = 0,45 [у]н1+ [у]н2,

[у]н = 0,45(835+580,9) = 638 МПа (19)

При цьому умова [у]н = 638 МПа< 1,23 [у]н2 = 1,23 · 580,9 = 714,5 МПа виконується.

Допустимі напруження згину для зубів шестерні [у]F1, і колеса [у]F2, МПа.

а) коефіцієнт довговічності КLF,

— кількість циклів навантаження за весь строк служби:

— для шестерні N1 =280,84· 106;

— для колеса N2 =100,3· 106.

— число циклів зміни напружень, яке відповідає межі витривалості NFO = 4 · 106 [1., с.52] для обох коліс.

— так як N1 > NFO1, а N2 > NFO2, тоді коефіцієнт довговічності КLF1 = КLF2 = 1.

б) за табл.3.1 [1., с.49] визначимо допустиме напруження згину, яке відповідає числу зміни напружень NFO:

— для шестерні [у]FO1 = 310 МПа;

— для колеса [у]FO2 = 1,03 НВ2ср, (20)

[у]FO2 = 1,03 · 285,5 = 294 МПа в) допустиме напруження згину [у]F, МПа для шестерні [у]F1 = КFL · [у]FO1, (21)

[у]F1 = 1 · 310 =310 МПа;

— для колеса [у]F2 = КFL2 · [у]FO2, (22)

[у]F2 = 1 · 294 = 294 МПа Так як передача реверсивна, тоді [у]F потрібно змінити на 25%.

[у]F1 = 0,75 · 310 = 236 Мпа;

[у]F2 = 0,75 · 294 = 221 МПа.

Міжосьова відстань ащ, мм

aщ? Ka (u + 1); (23)

де а) Ка — допоміжний коефіцієнт, для косозубої передачі Ка = 43 [1., с.58];

б) Шa = - коефіцієнт ширини вінця колеса, для косозубої передачі

приймаємо Шa = 0, 28… 0, 36;

в) u — передаточне число, г) Т2 — обертовий момент на тихохідному валу редуктора, Т2 =192,21 Н· м;

д) [у]н — допустиме контактне напруження,

[у]н = 638 МПа;

е) Кнв — коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, для зубів які ритираються Кнв = 1 [1., с.59]

приймаємо бщ = [1., с. 12].

Модуль зачеплення m, мм

; (24)

де а) Кm — допоміжний коефіцієнт, для косозубий передач Кm = 5,8;

б) — ділильний діаметр колеса, в) b2 = шa · бщ — ширина колеса, г) [у]F — допустиме напруження для матеріалу колеса, [у]F = 221 МПа;

Приймаємо стандартне значення m = [1., с. 59].

Кут нахилу зубів в min, град

; (25) = град Сумарне число зубів шестерні і колеса Z?,

; (26)

Дійсне значення кута нахилу зубів в, град

; (27)

Число зубів шестерні Z1

; (28)

Число зубів колеса Z2

Z2=Z? -Z1; (29)

Фактичне передаточне число uф

; (30)

Відхилення від стандарту складає

; (31)

Умова придатності передачі виконується.

Фактична між осьова відстань aw, мм

; (32)

Основні геометричні параметри:

а) ділильний діаметр d, мм

— для шестерні:

; (33)

— для колеса:

; (34)

б) діаметр виступів зубів da, мм

— для шестерні:

dа1 = d1 + 2m, (35)

— для колеса:

da2 = d2 + 2m, (36)

в) діаметр западин df, мм

— для шестерні:

df1 = d1 — 2,5m, (37)

— для колеса:

df2 = d2 — 2,5m, (38)

г) ширина вінця в, мм

— для колеса:

в2 = Ша · aw, (39)

приймаємо в2 = [1., с. 312] ,

— для шестерні:

в1 = в2 + (2…4) мм, (40)

приймаємо в1 = [1., с.312].

2.2 Перевірочний розрахунок

Міжосьова відстань aw, мм

; (41)

Придатність заготівок коліс а) діаметр заготівки шестерні Dзаг, мм

Dзаг = dа1 + 6 мм < Dпр; (42)

Dзаг = < Dпр = 125 мм Умова придатності виконується.

б) ширина заготівки колеса Sзаг, мм

Sзаг = в2 + 4 < Sпред (43)

Sзаг = < Sпр = 80 мм Умова придатності виконується. Контактні напруження ун, МПа

(44)

де а) К = 376 — допоміжний коефіцієнт для косозубих передач;

б) Ft — колова сила в зачепленні, Н

; (45)

в) КНL — коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження між зубами, залежить від колової швидкості V, м/с і ступені точності.

; (46)

тоді ступень точності передачі - [1., с.62].

КНL = [1., рис. 4.2., с. 63]

г) КНV — коефіцієнт динамічного навантаження ун = < 638 МПа = [у]н Умова міцності виконується.

Напруження згину зубів шестерні уF1 і колеса уF2, МПа.

; (47)

; (48)

де а) КFL — коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження між зубами, б) КFв — коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба. Для зубів, які притираються КFв = 1 [1., с.63]

в) КFV — коефіцієнт динамічного навантаження КFV = [1., табл.4.3., с.62]

г) YF1 і YF2 — коефіцієнти форми зуба шестерні і колеса. Визначаються в залежності від еквівалентного числа зубів Zv.

тоді (49)

YF1 = [1., с.64];

тоді (50)

YF2 = [1., с.64]

д) — коефіцієнт, який враховує нахил зуба.

уF2 = < 220,5 МПа = [у]F2

умова міцності виконується;

уF1 = < 235,5 МПа= [у]F1

Умова міцності виконується.

Рисунок 2 — Геометричні параметри циліндричної зубчастої передачі

3. Проектний розрахунок валів

3.1 Вибір матеріалу

Для швидкохідного вала приймаємо сталь 40х (тому що вал виготовляється разом з шестернею), для якої: уB = 900МПа, уТ = 750МПа, у-1=410МПа [1., с. 50].

Термообробка поліпшення.

Для тихохідного вала приймаємо сталь 45, для якої уB=780МПа, уТ=540МПа, у-1= 335МПа [1., с. 50].

Термообробка поліпшення.

3.2 Допустимі напруження на кручення

а) для швидкохідного вала приймаємо [к]' = 10 МПа [1., с. 107]

б) для тихохідного вала — [к]'' = 20 МПа [1., с. 107].

3.3 Геометричні параметри ділянок валів

Швидкохідний вал.

Рисунок 3 — Ескіз швидкохідного вала а) діаметр вихідного кінця d'1, мм

; (51)

де Мк = Т1 = Н· м — крутящий момент на валу, Приймаємо d'1 = мм [1., с. 312].

б) довжина вихідного кінця l11, мм

l'1 = 1,2 · d11; (52)

Приймаємо l'1 = мм [1., с. 312].

в) діаметр вала під підшипником та ущільненням d'2, мм

d'2 = d'1 + 2t; (53)

де t = мм [1., с.109];

Приймаємо d'2 = мм [1., с 312].

г) довжина ділянки під підшипник та ущільнення l'2, мм

l'2 = 1,5· d'2; (54)

Приймаємо l'2 = мм [1., с. 312].

д) діаметр бурта d'3, мм

d'3 = d'2 + 3,2 r; (55)

де r = мм [1., с.109];

Приймаємо d'3 = мм [1., с. 312].

Тихохідний вал Рисунок 4 — Ескіз тихохідного вала а) діаметр вихідного кінця d2'', мм

; (56)

де Мк = Т2 = Н· м — крутящий момент на тихохідному валу, Приймаємо d1'' = мм [1., с. 400].

б) довжина вихідного кінця l1'', мм

l1'' = мм [1., с. 400].

в) діаметр вала під підшипником та ущільненням d2'', мм

d2'' = d1ґґ + 2 t; (57)

де t = мм [1., с.109];

Приймаємо d''2 = мм [1., с.410].

г) довжина ділянки вала під підшипник та ущільнення l2'', мм

l2'' = 1,5 d2''; (58)

Приймаємо l2'' = мм [1., с. 312].

д) діаметр вала під зубчастим колесом d3'', мм

d3'' = d2'' + 3,2 r; (59)

де r = мм [1., с.109];

Приймаємо d3'' = мм [1., с. 312].

е) діаметр бурта ds'', мм

ds'' = d3'' + 3f; (60)

де f = мм [1., с.109];

Приймаємо ds'' = мм [1., с. 312].

4. Конструктивні розміри зубчатого колеса

Метод виготовлення заготівки для колеса — ковка.

Рисунок 5 — Ескіз зубчатого колеса.

Розміри ободу товщина S, мм

S = 2,2m + 0,05b2, (61)

Приймаємо S = [1., с. 312].

Розміри маточини зовнішній діаметр dст, мм

dст = 1,55d; (62)

приймаємо dст = [1., с. 312].

товщина дст, мм дст =, (63)

довжина lст, мм

lст =1,2d, (64)

приймаємо lст = [1., c. 312].

Розміри диску а) товщина с, мм с = 0,5(S + дст)? 0,25b2, (65)

приймаємо с = [1., c. 312].

б) радіус закруглень R, мм приймаємо R = 6 мм.

Розміри фасок f, мм а) фаска вінця

f = (0,6 … 0,7)m, (66)

приймаємо f = [1., табл. 10.1., с. 160].

б) фаска ободу в) фаска маточини для зовнішнього діаметру fґґ = мм [1., с. 160];

для внутрішнього діаметру fґґґ= мм [1., с. 160].

5. Конструктивні розміри корпусу редуктора

Приймаємо для редуктора литий корпус, прямокутної форми без виступаючих елементів.

Рисунок 6 — Ескіз корпусу редуктора Товщина стінок корпусу, мм

мм, (67)

Зазори між корпусом та деталями які обертаються х і у, мм Приймаємо х = [1., с. 115].

у = 4х; (68)

Діаметри болтів та гвинтів (приймаємо за табл. 10.17 [1., с. 219]).

а) Фундаментний болт.

Приймаємо болт М14 (d1 = 14 мм);

б) Гвинти, які скріплюють кришку з корпусом біля підшипників.

Приймаємо гвинти М12 (d2 = 12 мм);

в) Гвинти, які скріплюють кришку редуктора з корпусом.

Приймаємо гвинти М10 (d3 = 10 мм);

г) Гвинти для люка редуктора.

Приймаємо гвинти М6 (d5 = 6 мм).

Фланцеві з'єднання.

Фундаментний фланець а) ширина в1, мм в1 > 2,4(d1 + 2) + 1,5 д; (69)

б) товщина h1, мм

h1 =(2,3…2,4) д; (70)

Фланець кришки корпусу.

а) Ширина К3, мм, приймаємо К3 = 22 мм [1., табл. 10.18, с. 219].

б) Товщина h3, мм

h3 = 2,5 д1; (71)

Ширина розточки під врізану кришку f, мм.

а) для швидкохідного вала f ' = мм [1,табл. 10.20, с. 225],

б) для тихохідного вала f '' = мм [1,табл. 10.20, с. 225].

6. Ескізна компоновка редуктора

6.1 Вибір підшипників

Для обох валів редуктора попередньо приймаємо кулькові радіальні підшипники, середньої серії для швидкохідного вала і легкої - для тихохідного. Визначимо параметри підшипників за табл. К27 [1., с.410].

Таблиця 6.1 — Параметри підшипників

Рисунок 7 — Ескіз підшипника

6.2 Відстань між точками прикладення сил

Відстань між центрами підшипників а) на швидкохідному валу lш, мм

lш = lст + 2х + 10 + В', (72)

приймаємо lш = мм.

б) на тихохідному валу lт, мм

lт = lст + 2х + 10 + В'', (73)

приймаємо lт= мм.

Відстань від центру підшипника до консольної сили на шківу пасової передачі lп, мм

(74)

приймаємо lп = мм.

Відстань від центру підшипника до консольної сили від муфти lм, мм

(75)

приймаємо lм = мм.

Рисунок 8 — Ескізна компоновка редуктора

7. Перевірочній розрахунок підшипників

7.1 Сили, які діють на вали

Сили в зубчатому зачепленні

а) Колова сила Ft, H

Ft1 = Ft2 =; (76)

де d2 = мм — ділильний діаметр колеса;

Ft1 = Ft2

б) Радіальна сила Fr, H

Fr1 =Fr2 = Ft2; (77)

де = 20? — кут зачеплення;

в — кут нахилу зубів;

Fr1 = Fr2

в) Осьова сила Fa, H

Fa1 = Fa2 = Ft2 · tg в; (78)

Fa1 = Fa2

Консольні сили а) Сила від пасової передачі на швидкохідному валу

Fn = 80; (79)

б) Сила від муфти тихохідному валу

Fм = CДr · Дr; (80)

де а) Дr, мм — радіальне заміщення, приймаємо Дr = мм [1., табл. К21];

б) С Дr, Н/мм — радіальна жорсткість, приймаємо С Дr = Н/мм [1., табл. 10.27].

7.2 Швидкохідний вал

Рисунок 9 — Розрахункова схема швидкохідного вала Реакції підшипників R, Н а) вертикальна площина — YZ

?MA = 0; Fr1+ Fa1 — RBY · lш + Fп (lш + lп) = 0, відкіля

RВY=; (81)

де d1 = мм — ділильний діаметр шестерні,

?MB =0; Fп· lп — Fr1 + Fa1 + RAY · lш= 0, відкіля

RAY =; (82)

?Fiy = RAY — Fr1 + RBY — Fn = 0 (83)

б) Горизонтальна площина

RAX = RВХ =; (84)

RAX = RBX

в) Сумарні радіальні реакції

RA =; (85)

RB =; (86)

Еквівалентне навантаження на підшипник RE, H

Рисунок 10 — Схема навантаження підшипників швидкохідного вала а) Відношення

;

де Rа = Fа1 = Н — осьова складова реакції підшипника;

V — коефіцієнт обертання кілець підшипника, при обертанні внутрішнього кільця;

Rr2 = R2 = RB = Н — радіальна складова реакції найбільш навантаженого підшипника;

=

б) Відношення

де Cor — статична вантажопідйомність прийнятого підшипника, Н, за табл. 6.1;

Cor= H; тоді за табл. 9.2 [1., с. 131]

г) Так як

е,

тоді за табл. 9.1 [1., с. 129]

R Е = (87)

де Кб =1,2 — коефіцієнт безпеки, Кт =1 — температурний коефіцієнт [1., с.135];

Необхідна розрахункова динамічна вантажопідйомність підшипника Сrp, Н Сrp = RE; (88)

де а) Lh — потрібна Так як Сrp < Cr підшипник працездатний;

де Сr = за табл. 6.1.

7.3 Тихохідний вал

Рисунок 11 — Розрахункова схема тихохідного вала Реакції підшипників R, Н а) Вертикальна площина

?Mc = 0, Fr2 + Fa2 — RDY · lТ = 0, відкіля

RDY =; (89)

де d2 = мм — ділильний діаметр зубчатого колеса,

?Mc = 0, — Fr2 + Fa2 — Rcy · lТ = 0, відкіля

Rcy =; (90)

Перевірка:

?Fiy = 0; - Rcy — Fr2 + RDY =0; (91)

б) Горизонтальна площина

?Mc = 0, — FM · lм — Ft2 + RDX · lТ = 0, відкіля

RDX =; (92)

?MD = 0, Ft2 — F (lм + lТ) + Rcx · lТ = 0, відкіля

Rcx =; (93)

Перевірка:

?Fix = 0, FM — Ft2 — Rcx + RDX =0, (94)

в) Підсумкові реакції

Rc =; (95)

RD =; (96)

Еквівалентне динамічне навантаження RE, Н Рисунок 12 — Схема навантаження підшипників тихохідного вала а) Відношення

;

де Ra = Fa2 = - осьова складова реакції підшипника;

V = 1;

Rr2 = R2 = RD = Н — радіальна складова реакції найбільш навантаженого підшипника, б) Відношення

де Cor — статична вантажопідйомність прийнятого підшипника, Н, за табл. 6.1;

Cor= Н;, тоді

за табл. 9.2 [1., с. 131] е =, Y =

в) Так як

е,

тоді за 9.1 [1., с. 124]

RE = (97)

де Кб = 1,2;

Кт = 1.

Необхідна розрахункова динамічна вантажопідйомність підшипника Сrp, Н редуктор двигун передача підшипник

Crp = RE; (98)

де а) 2 — кутова швидкість тихохідного вала, рад/с;

2= рад/с;

б) Lh — потрібна довговічність підшипника, годин

Lh = 25 000 годин, Так як Сrp < Сr, підшипник працездатний;

де Сr= кН за табл. 6.1.

8. Підбір шпонок. Перевірка шпонкових з'єднань

Для обох валів приймаємо призматичні шпонки з закругленими торцями.

Розміри шпонок та шпонкових пазів визначаємо за табл. К42 [1., с. 428]. Шпонкові з'єднання перевіримо на зминання. Приймаємо допустимі напруження на зминання: [у]зм = 120 МПа — для стальної маточини, [у]зм = 60 МПа — для чавунної маточини.

8.1 Швидкохідний вал

Шпонка для з'єднання вала зі шківом пасової передачі

а) вихідні данні: d = d1ґ = мм, lст = l1ґ = мм, T1 = Н· мобертовий момент на валу.

б) Розміри шпонки і пазів:

b = мм, h = мм, t1 = мм, t2 = мм.

l = lст — (5…10) мм, (99)

приймаємо l = мм.

в) Напруження при зминанні узм, МПа узм =; (100)

узм < [у]зм Умови міцності виконуєтся.

Приймаємо шпонку ГОСТ 233 360– — 78.

8.2 Тихохідний вал

Шпонка для з'єднання вала з полумуфтою.

а) Вихідні данні d = d1ґґ = мм, lст = l1ґґ = мм, T2 = Н· м — обертовий момент на валу.

б) Розміри шпонки і пазів

b = мм, h = мм, t1 = мм, t2 = мм.

l = lст — (5…10) мм, (101)

приймаємо l = мм.

в) Напруження при зминанні узм, МПа узм = (102)

узм [у]зм Умова міцності виконується.

Приймаємо шпонк ГОСТ 23 360– — 78.

Шпонка для з'єднання вала з зубчатим колесом.

а) Вихідні данні: d = d3ґґ = мм, lст = мм, T2 = Н · м.

б) Розміри шпонки і пазів:

b = мм, h = мм, t1 = мм, t2 = мм, l = lст — (5…10) мм, (103)

в) Напруження при зминання узм, МПа узм =; (104)

узм < [у]зм Умови міцності виконується Приймаємо шпонку ГОСТ 23 360– — 78.

9. Перевірочний розрахунок тихохідного вала

Перевіримо міцність вала в перерізі під зубчастим колесом.

Коефіцієнт концентрації напружень за нормальними напруженнями (Ку)D і за дотичними напруженнями (Кф)D.

(Ку)D = + KFу — 1; (105)

(Кф)D = + KFф — 1; (106)

де а) Kу і Kф — ефективні коефіцієнти концентрації напружень, для уB = 780 МПа; Kу = 2,05; Kф = 1,87 [1., табл. 11.1];

б) Kdу і Kdф — коефіцієнт абсолютних розмірів, для d = d3 ґґ= мм; Kdу =; Kdф = [1., табл. 11.3];

в) KFу і KFф — коефіцієнт впливу чистоти поверхні;

для обточки з параметром Ra = 0,8 мкм

KFу = KFф = 1, 26 [1., табл. 11.4].

Межа витривалості в перерізі вала за нормальними напруженнями (у-1)D і за дотичними напруженнями (ф -1)D, МПа.

(у -1)D =; (107)

(ф -1)D =; (108)

де а) у -1 — межа витривалості сталі, для сталі 45 у -1 = 335 МПа;

б) ф -1 = 0, 58· у -1 = 0, 58 · 335 = 195 МПа.

Амплітуда циклу дотичних напружень фа, МПа фа =; (109)

де а) Мк = Т2 = Н· м — крутячий момент в перерізі;

б) Wк нетто — момент опору перерізу вала при крученні, мм3

Wк нетто =; (110)

Амплітуда циклу нормальних напружень уа, МПа уа =; (111)

де а) МЗГ — згинаючий момент в перерізі, Н· мм МЗГ =; (112)

де Mx — згинаючий момент в горизонтальній площині;

My — згинаючий момент в вертикальній площині;

Mx = RDY; (113)

My = RDX; (114)

б) Wнетто — момент опору в перерізі при згині, мм3

Wнетто =; (115)

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями Sу

Sу =; (116)

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями Sф

Sф =; (117)

Загальний коефіцієнт запасу міцності S

S=; (118)

S > [S] = 1,6

Умова міцності виконується.

10. Змащування

10.1 Змащування зубчатого зачеплення

Засіб змащування Приймаємо безперервне змащування рідким мастилом картерним засобом.

Вибір сорту мастила За табл 10.29 [1., с. 241] для ун = МПа і V = м/с.

Приймаємо мастило ГОСТ 17 479.4 — 87.

Кількість мастила Vм, л

Vм = 0,6 · P’д; (119)

Рівень мастила у, мм

Рисунок 13 — Схема змащування зубчатого зачеплення.

а) мінімальна глибина занурення зубчатого колеса в мастило hм min, мм б) максимальна глибина занурення зубчатого колеса в мастило hм max, мм

hм max = 0,1 d2; (120)

в) мінімальний рівень мастила ymin, мм

ymin = y + hм min; (121)

г) максимальний рівень мастила ymax, мм

ymax = y + hм max; (122)

Контроль рівня мастила.

Злив мастила.

В корпусі передбачається отвір з пробкою з метричною різьбою.

10.2 Змащування підшипників

Так як V < 3 м/с, тому приймаємо пластичне мастило типу солідол-жировий ГОСТ 1933;79. Порожнина підшипника закривається з середини мазьозатримуючими кільцями, а зовні кришками. Для ущільнення валів застосовуються гумові манжети. Розміри манжет приймаємо за табл. К20 [1., с.398]:

а) для швидкохідного вала — манжета ГОСТ 8752– —79;

б) для тихохідного вала — манжета ГОСТ 8752– —79.

Література

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. — М.: Высшая школа, 2007 — 432 с.

2. Перель Л. Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник — М.: Машиностроение, 2008 — 543 с.