Привід ланцюгового транспортера

Міністерство освіти і науки України Східноукраїнський національний університет ім. В. Даля

Інститут хімічних технологій (м. Рубіжне) Кафедра загальної фізики і технічної механіки Привод ланцюгового транспортера

Вступ

Машинобудуванню належить провідна роль серед інших галузей народного господарства, оскільки основні виробничі процеси виконують машини. Тому і технічний рівень всіх галузей народного господарства значною мірою визначається рівнем розвитку машинобудування.

На основі розвитку машинобудування здійснюються комплексна механізація і автоматизація виробничих процесів в промисловості, будівництві, сільському господарстві, на транспорті.

Перед машинобудівниками поставлене завдання значного підвищення експлуатаційних і якісних показників продукції при безперервному зростанні об'єму її випуску. Одним з напрямів рішення цієї задачі є вдосконалення конструкторської підготовки студентів вузів.

1. Енергокінематичний розрахунок приводу

Потужність на вихідному валу редуктора Угловая скорость выходного вала

Частота обертання вихідного валу

ККД приводу

де — ккд муфти (=0,99);- ккд ланцюгової передачі (=0,93);- ккд барабану (=0,97);- циліндровий ккд (=0,97)

Необхідна потужність електродвигуна

Вибираємо електродвигун 4А180М4У3 по ГОСТ 19 523–81

Кінематичний і силовий розрахунки приводу з двухступенчатим

циліндровим редуктором і ланцюговою передачею Кутова швидкість валу електродвигуна

Передавальне число приводу

Розбиваємо передавальне число по ступенях відповідно до рекомендацій. Передавальне відношення може бити реалізовано так: по ГОСТ 2185–66 для двухступен-чатого редуктора приймаємо передавальне число редуктора

Визначаємо і по табл.

=4; =3,15

тоді

Передавальне число ланцюгової передачі

Кутова швидкість обертання: валу електродвигуна

Частота обертання валу електродвигуна

Потужність:

на валу електродвигуна:

= 26 588,15 Вт;

Обертаючий момент: на валу електродвигуна на валу електродвигуна:

2. Розрахунок ланцюгової передачі

Потужність на малій зірочці p₁ = 24 023,62 кВт Частота обертання малої зірочки n₁ = 233,73об/хв

Передавальне відношення U = 1,016

Короткочасні перевантаження T_max / T_ном = 1,1

Кут нахилу передачі до горизонту

Число змін роботи в добу — дві

Порядок розрахунку:

Вибираємо число зубів малої (ведучою) зірочки () по табл.П.1. При передавальному відношенні U = 1,016і частоті обертання n₁ = 233,73об/хв. число зубів Z₁ = 29

Визначаємо число зубів великої зірочки:

Z₂ґ = Z₁ U = 29 *1,016=29,464

Ціле число зубів: Z₂ =30

Коеф. динамічного навантаження К_д =1, (таб.П.2) оскільки навантаження

близьке до рівномірної і короткочасні перевантаження T_max / T_ном? 1.1

Уточнюємо передавальне відношення ланцюгової передачі:

Uґ = Z₂ / Z₁ = 30 / 29 = 1,034

Коеф. Режиму К_рем = 1.25, оскільки прийнята двозмінна робота передачі (таб.П.11)

Коеф. нахилу передачі до горизонту К_н = 1, оскільки кут нахилу передачі до горизонту (таб.П.3).

Коеф. способу регулювання натягнення ланцюга К_рег = 1 (таб.П.4).

Коеф. мастила і забруднення передачі К_с = 1,3 (таб.П.14). Заздалегідь прийнята швидкість ланцюга V = 1 м/с. Передача відкрита, запилена, якість мастила задовільне.

Коефіцієнт міжосьової відстані К_а = 1(таб.П.10), оскільки з міркувань довговічності ланцюга заздалегідь прийнято міжосьову відстань a₁ґ = 40 P_ц (таб.П.7). Число кроків в ланцюзі в міжосьовій відстані aґ / P_ц = 40

Коеф. експлуатації:

К_э = K_д К_н К_реж К_с К_рез К_а = 1 1 1.25 1.3 1 1 = 1.625

К_z = Z₀₁ / Z₁ = 25 / 29 = 0,862

Базове число зубів прийняте: Z₀₁ = 25 (таб.П.5;П.8).

Коеф. частоти обертання:

K_n = n₀₁ / n₁ = 400 / 233,73 = 1,7113

Базову частоту обертання n₀₁ визначаємо як найближчу до розрахункової(таб.П.5;П.8). При n₁ = 233,73 об/хв n₀₁ = 400 об/хв Розрахункова потужність:

P_p = P₁ K_э К_z K_n =18,215 1.625 0,862 1,7113 = 57,58 кВт По таблиці П. 5 при базовій частоті обертання n₀₁ = 400 об/хв і базовому числі зубів Z₀₁ = 25, вибираємо розрахункову потужність, що допускається [ P_р ]=57,7. Цій потужності відповідає ланцюг однорядний роликовий: ПР — 38,1−127 000.

Опр. параметри роликового однорядного ланцюга (таб.П6,).

Крок ланцюга P_ц = 38,1 мм Руйнуюча сила Q = 127 000 H

Діаметр ролика d_р = 22,23 мм Маса одного метра ланцюга q = 5,5 кг/м Ширина ланцюга В_вн = 35,46 мм Придатність вибраного ланцюга перевіряємо по найбільшому кроку [P_ц]_max, що допускається (таб.П.12). При n₁ = 223,73об/хв крок ланцюга, що

допускається [ P_ц ]_max = 38,1 мм, повинне дотримуватися співвідношення P_ц? [ P_ц ]; 38,1? 50.8. Вибраний ланцюг придатний для даних умов роботи.

Швидкість ланцюга:

V = Z n₁ P_ц / 60 = 29 223,73 38,1 10 / 60 = 4,3 м/с

За швидкістю уточнюємо коеф. мастила К_с ґ = 1.3 (см. таб.П.14).

Міжосьова відстань ланцюгової передачі:

aґ = 40 P_ц = 40 38,1 = 1524 мм Довжина ланцюгу в кроках:

L_pґ = + + = + + = 109,51

Ціле число кроків: L_р" =110> L_р = 110

Уточнюємо міжосьову відстань при довжині ланцюга 90 кроків ланцюга:

a" = = = 1533,51 мм Передача працює краще при невеликому провисанні неодруженої гілки ланцюга, тому розрахункову міжосьову відстань зменшуємо на (0,002…0,004).

Остаточна міжосьова відстань:

a = a"? a" =1530,44…1527,37 мм

Приймаємо: а = 1530 мм Зусилля в передачі:

F_t = = = 5586,88 H

Натягнення ланцюга від відцентрових сил:

F_v = q = 5,5 = 101,7 H

Коеф. провисання визначаємо по табл.П.13 K_f = 6, оскільки передача

розташована горизонтально. .

Сила попереднього натягнення від маси ланцюга:

H

де — прискорення вільного падіння.

Тиск ланцюга на вал:

H

Де сила F_max — більше з двох значень F_v і F_o. В даному випадку F_o > F_v,

тому. F_max = F_o = 495,31 H

Натягнення ланцюга, що веде гілки:

H

Натягнення відомої гілки ланцюга:

Перевірка передачі на резонанс:

об/хв Межі зони, небезпечної по резонансу:

Менше значення:

об/хв

Більше значення:

об/хв Робоча частота обертання n₁ знаходиться за межами небезпечної зони

n₁ > n_кр.max

резонанс не наступить. Передача працює в зарезонансній зоні.

Розміри зірочок:

Ділильний діаметр провідної зірочки:

мм Ділильний діаметр відомої зірочки:

мм Діаметр кола вершин зубів провідної зірочки

мм Діаметр кола вершин зубів відомої зірочки:

мм Діаметр кола западин зубів провідної зірочки:

мм Діаметр кола западин зубів відомої зірочки:

мм

Ширина зубчатого вінця зірочки для дворядного ланцюга:

31,764 мм

Заданные параметры (Страница: 1)

Передача : Цепная

Тип расчета : Проектировочный

Основные данные

Группа результатов 1. Параметры цепи

Результаты АPМ Trans (Страница 2) Таблица 2. Параметры звёздочек

Группа результатов 3. Сила, действующая на вал

3. Розрахунок зубчатих передач

3.1 Розрахунок швидкохідного ступеня редуктора

Заданные параметры (Страница: 1)

Передача : быстроходная Косозубая внешнего зацепления

Тип расчета : Проектировочный

Основные данные

Результаты АPМ Trans (Страница 2) Таблица 1. Основная геометрия

Таблица 2. Свойства материалов

Таблица 3. Силы

3.2 Розрахунок тихохідного ступеня редуктора

Вихідні параметри для розрахунку заданого редуктора:

Крутний момент на шестерні Т₁ = 321,39 Н· м Кутова швидкість на шестерні щ₁ =77,06

Передаточне число U = 3,15

Режим роботи — 2 (середній рівноймовірний).

Загальний термін служби t_У = 14 000 годин.

Короткочасні перевантаження

Передача нереверсивна.

Розташування коліс симетричне.

Порядок розрахунку:

Приймаємо циліндричну прямозубу передачу із зубчатими колесами (твердість зубів Н<�НВ350), що приробляються, виготовлену без зсуву (x₁=x₂=0).

Вибираємо матеріал для зубчатих коліс (табл. 5): для шестерні - сталь 50; для колеса — сталь 45.

Коефіцієнт ширини колеса щодо міжосьової відстані приймаємо по табл. 22, ш_ва =0,315.

Середня твердість зубів:

Шестерні

Колеса Розраховуємо допустимі напруження Контактні допустимі напруження Межа витривалості:

Для шестерні

Для колеса Коефіцієнти безпеки Число оборотів шестерні і колеса Сумарне число циклів зміни напруження в зубах

де n_з — число зубчатих коліс, що знаходяться в зачепленні з тим, що розраховується.

Для шестерні:

Для колеса:

Еквівалентне число циклів зміни напружень Коефіцієнти приведення визначаємо по табл. 7.

Для режиму 2:

Для шестерні:

Для колеса:

Базове число циклів:

Для шестерні:

Для колеса:

Коефіцієнт довговічності:

Контактні допустимі напруження для шестерні

Для колеса Приймаємо

Допустимі напруження вигину:

Базова межа згинальної витривалості зубів визначається по середньому значенню твердості зубів.

Для шестерні:

Для колеса:

Еквівалентне число циклів зміни напружень де — коефіцієнт приведення, вибираємо по табл. 7.

Для 2 режиму:

для шестерні:

для колеса:

Тоді

Коефіцієнт довговічності визначаємо по табл. 10

привід ланцюговий редуктор муфта де N_FO — базове число циклів.

Для зубчатих коліс, виготовлених із сталі, отже:

.

Для шестерні:

Для колеса:

.

Коефіцієнт довговічності приймаємо:

Коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього прикладання навантаження:

Коефіцієнт безпеки:

.

Значення коефіцієнтів запасу міцності і знаходимо по табл. 8.

.

Значення коефіцієнтів, що враховують спосіб отримання заготівки і, знаходимо по табл. 20.

.

Коефіцієнт безпеки для шестерні:

для колеса:

.

Допустимі напруження вигину для шестерні:

для колеса:

.

Допустимі напруження при перевантаженнях вибираємо з табл. 12.

Граничні контактні напруження для шестерні:

для колеса:

Граничні напруження при вигині

для шестерні:

для колеса:

.

Виконуємо проектувальний розрахунок.

Визначаємо міжосьову відстань де — об'єднаний коефіцієнт, вибирається по табл. 19.

Коефіцієнт ширини колеса щодо діаметру По табл. 13 знаходимо значення коефіцієнта нерівномірності навантаження:

Міжосьову відстань округляємо до стандартного значення: .

Ширина колеса:

Приймаємо стандартне значення (табл. 21): .

Коефіцієнт ширини колеса щодо модуля:

.

Модуль зачеплення:

принимаю

Сумарне число зубів:

Округляємо число зубів до цілого числа

Уточнюємо кут

Уточнюємо значення коєффіциента осьового перекриття

Число зубів шестерні:

Округляємо число зубів до цілого числа: .

Число зубів колеса:

.

Оскільки z₁>z_min, то зубчаті колеса виготовляють без зсуву ріжучого інструменту, тобто х₁=х₂=0.

Уточнюємо передавальне число Відхилення передавального числа

Модуль торцевий Ділильні діаметри шестерні і колеса Робимо перевірочний розрахунок на витривалість

по контактних напруженнях.

Визначаємо колову силу в зачепленні

Визначаємо колову швидкість на ділильному колі

Призначаємо ступінь точності (табл. 29): С_Т = 8.

Коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків в зачепленні (табл. 30): .

Коефіцієнт, що враховує вплив погрішностей зачеплення на динамічне навантаження (табл. 31): .

Питома колова динамічна сила Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами (табл. 35):

08.

Уточнене значення коефіцієнта ширини колеса щодо діаметру Уточнене значення коефіцієнта Уточнене значення кутової швидкості колеса:

Уточнене значення числа оборотів колеса Коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження, що виникає в зачепленні:

Питома розрахункова колова сила Коефіцієнт, що враховує форму зв’язаних поверхонь зубів в полюсі зачеплення:

Коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчатих коліс. Для сталевих зубчатих коліс:

Коефіцієнт торцевого перекриття Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній Діючі в передачі контактні напруження у_Н<[у]_H — умова міцності виконується.

Виконуємо перевірочний розрахунок на витривалість по напруженнях вигину.

Еквівалентне число зубів шестерні:

колеса:

Коефіцієнт форми зуба (табл. 33)

Коефіцієнт, що враховує перекриття зубів: .

Коефіцієнт, що враховує нахил зубів:

.

Визначаємо відношення

для шестерні:

для колеса:

Коефіцієнт нерівномірності навантаження (табл. 15): .

Коефіцієнт, що враховує вплив погрішностей на динамічне навантаження (табл. 32): .

Коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків в зачепленні (табл. 30):.

Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами:

Питома колова динамічна сила:

Коефіцієнт динамічного навантаження

Питома розрахункова колова сила Напруження вигину в небезпечному перерізі зуба колеса шестерні:

< - умова міцності виконується.

Розраховуємо міцність зубів при перевантаженнях.

Максимальні контактні напруження

<- умова міцності виконується.

Максимальні напруження вигину для шестерні

для колеса:

<, <- умова міцності виконується.

Розраховуємо зусилля в зачепленні

Колове зусилля Радіальне зусилля Осьове зусилля

Геометричні параметри передачі.

Міжосьова відстань

Нормальний модуль зачеплення

Кут нахилу зубів

Число зубів шестерні

Число зубів колеса

Ширина вінця колеса

Ділильний діаметр шестерні

Ділильний діаметр колеса

Ширина вінця шестерні:

Округляємо до стандартного значення: .

Діаметри кіл вершин зубів шестерні:

колеса:

Діаметри кіл западин зубів шестерні:

колеса:

Заданные параметры (Страница: 1)

Передача: тихоходная Шевронная

Тип расчета : Проектировочный

Основные данные

Результаты АPМ Trans (Страница 2)

Таблица 1. Основная геометрия

Таблица 2. Свойства материалов

Таблица 3. Силы

4. Розробка ескізного проекту (компоновки) редуктора

1. Розраховуємо приблизно діаметри валів:

;

де Т — крутний момент, що виникає в розрахунковому перерізі валу;

— допустима напруга на кручення.

= 20…30 МПа.

Швидкохідний вал:

Приймаємо

Проміжний вал:

.

Приймаємо d_пр=45 мм.

Тихохідний вал:

.

Приймаємо d_т = 65 мм.

2. Зазор між внутрішньою поверхнею корпусу і деталями, що обертаються:

3. Відстань між дном корпусу і поверхнею зубчатих коліс:

4. Товщина стінки корпусу:

5. Довжина фланця:

6. Ширина опорної поверхні полки

7. Мінімальний зазор між колесом і корпусом:

8. Ділильний діаметр шестерні на тихохідному ступені

Ділильний діаметр колеса на тихохідному ступені редуктора

Ділильний діаметр шестерні на швидкохідному ступені

Ділильний діаметр колеса на швидкохідному ступені

9. Ширина вінця колеса на тихохідному ступені редуктора

Ширина вінця шестерні на тихохідному ступені редуктора =80мм

Ширина вінця колеса на швидкохідному ступені

Ширина вінця шестерні на швидкохідному ступені =42 мм

Розрахунок швидкохідного валу.

Вихідні параметри:

Крутний момент Т = 85,39 Н· м Колове зусилля на шестерні F_t1 = 1679,26 H

Радіальне зусилля на шестерні F_r1 = 626,781 H

Осьове зусилля на шестерні F_a1 = 268,115 H

Діаметр ділильного кола шестерні d₁ = 48,608 мм Радіус шестерні R₁ = 24,304 мм Матеріал валу — сталь 45

Допустима напруга матеріалу валу при симетричному циклі вантаження [у_-1] = 55 МПа Допустима напруга матеріалу валу, при віднульовому циклі вантаження [у₀] = 95 МПа Зусилля, що діє на вал від муфти:

1. Схема навантаження вала у вертикальній площині.

Для визначення реакцій та використовуємо умову рівноваги плоскої системи сил:

Складаємо умову рівноваги системи сил:

Вирішуємо їх відносно та :

Перевірка правильності обчислення реакцій:

Згинальний моменти:

2. Схема навантаження вала в горизонтальній площині.

Для визначення реакцій та використовуємо умову рівноваги плоскої системи сил:

Складаємо умову рівноваги системи сил:

Вирішуємо їх відносно та :

Перевірка правильності обчислення реакцій:

Згинальні моменти:

Переріз III:

Переріз ІV:

3.Сумарні реакції опор.

4. Сумарні згинальні моменти.

5.Приведені моменти.

6.Діаметри валу.

Переріз I:

Переріз II:

Переріз III:

Переріз IV:

Епюри крутних та згинальних моментів.

7. Розробка конструкції валу.

Діаметр циліндрового вихідного кінця валу округляємо до стандартного:

d = 22 мм; с = 1,0 мм; r = 1,6 мм; l = 36 мм.

Діаметр шийки валу під підшипник кочення повинен бути узгоджений з діаметром підшипника.

Вибираємо підшипник 306 з розмірами:

d = 30 мм; D = 72 мм; В = 19 мм; r = 2,0 мм Висота заплечиків приймається:

Діаметр валу з урахуванням висоти заплечиків:

Креслення швидкохідного валу.

Розрахунок проміжного валу.

Вихідні параметри:

Крутний момент Т = 321,39 Н· м Колове зусилля на шестерні F_t1 = 5970,46 H

Колове зусилля на колесі F_t2 = 1679,26 H

Радіальне зусилля на шестерні F_r1 = 2399,675 H

Радіальне зусилля на колесі F_r2 = 626,781 H

Осьове зусилля на колесі F_a2 = 268,115 H

Діаметр ділильного кола колеса d₂ = 191,394 мм Радіус колеса R₂ = 95,697 мм Матеріал валу — сталь 45

Допустима напруга матеріалу валу при симетричному циклі вантаження [у_-1] = 55 МПа Допустима напруга матеріалу валу, при віднульовому циклі вантаження [у₀] = 95 МПа

1. Схема навантаження вала у вертикальній площині.

Для визначення реакцій та використовуємо умову рівноваги плоскої системи сил:

Складаємо умову рівноваги системи сил:

Вирішуємо їх відносно та :

Перевірка правильності обчислення реакцій:

Згинальні моменти:

Переріз II:

Переріз III:

Переріз IV:

2. Схема навантаження вала в горизонтальній площині.

Для визначення реакцій та використовуємо умову рівноваги плоскої системи сил:

Складаємо умову рівноваги системи сил:

Вирішуємо їх відносно та :

Перевірка правильності обчислення реакцій:

Згинальні моменти:

Переріз II:

Переріз III:

Переріз IV:

3.Сумарні реакції опор.

4.Сумарні згинальні моменти.

Переріз II:

Переріз III:

Переріз IV:

5. Приведені моменти.

Переріз II:

Переріз III:

Переріз IV:

Епюри крутних та згинальних моментів

6. Діаметри валу.

Переріз II:

Переріз III:

Переріз IV

7. Розробка конструкції валу.

Діаметр валу для шестерні d_ш = 45 мм, для колеса — d_к = 40 мм.

Діаметр шийки валу під підшипник кочення повинен бути узгоджений з діаметром підшипника.

Вибираємо підшипник 307 з розмірами:

d = 35 мм; D = 80 мм; В = 21 мм; r = 2,5 мм Креслення проміжного валу.

Розрахунок тихохідного валу.

Вихідні параметри:

Крутний момент Т = 982,159 Н· м Зусилля в цепній передачі F_ц = 6577,5 H

Колове зусилля на колесі F_t2 = 5970,46 H

Радіальне зусилля на колесі F_r2 = 2399,675 H

Матеріал валу — сталь 45

Допустима напруга матеріалу валу при симетричному циклі вантаження [у_-1] = 55 МПа Допустима напруга матеріалу валу, при від нульовому циклі вантаження [у₀] = 95 МПа

1. Схема навантаження вала у вертикальній площині.

Для визначення реакцій та використовуємо умову рівноваги плоскої системи сил:

Складаємо умову рівноваги системи сил:

Вирішуємо їх відносно та :

Перевірка правильності обчислення реакцій:

Згинальні моменти:

Переріз II:

2. Схема навантаження вала в горизонтальній площині.

Для визначення реакцій та використовуємо умову рівноваги плоскої системи сил:

Складаємо умову рівноваги системи сил:

Вирішуємо їх відносно та :

Перевірка правильності обчислення реакцій:

Згинальні моменти:

Переріз II:

Переріз III:

3. Сумарні реакції опор.

4. Сумарні згинальні моменти.

5. Приведені моменти.

Діаметри валу.

Переріз II:

Переріз III:

Переріз IV:

Епюри крутних та згинальних моментів.

7. Розробка конструкції валу.

Діаметр циліндрового вихідного кінця валу округляємо до стандартного:

d = 48 мм; с = 1,6 мм; r = 2,0 мм; l =82 мм.

Висота заплечика вибираємо з рекомендації h /r = 2…3,тоді

Вибираємо підшипник 311 з розмірами:

d = 55 мм; В = 29 мм; D = 120 мм; r = 3,0 мм Висота заплечиків приймається:

Діаметр валу з урахуванням висоти заплечиків:

Креслення тихохідного валу.

5. Перевірочний розрахунок тихохідного валу

Вал виготовлений із сталі 45, що має наступні механічні властивості: тимчасовий опір розриву у_в = 610 МПа; межа витривалості при симетричному циклі напружень вигину у_-1 = 270 МПа; межа витривалості при симетричному циклі напружень кручення ф_-1=150 МПа; коефіцієнт чутливості матеріалу до асиметрії циклу напруг відповідно при вигині і крученні ш_у = 0,1 і ш_ф = 0,05.

II-II. Концентрація напружень викликана шпонковим пазом і посадкою маточини шестерні на вал.

Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при вигині К_у і крученні К_ф від шпонкового паза.

По табл. П. 13 для валу із сталі, що має у_В = 610 МПа, зі шпонковим пазом, виконаним пальцьовою фрезою, обчислюємо інтерполяцією К_у і К_ф:

Масштабний коефіцієнт при вигині і крученні для валу із сталі 45, діаметром d = 55 мм, визначаємо інтерполяцією по табл. П.7:

Коефіцієнти стану поверхні при шорсткості R_a=2,5 мкм, обчислюємо інтерполяцією по табл. П.6:

Ефективні коефіцієнти концентрації напруження для даного перерізу валу при вигині і крученні у разі відсутності технологічного зміцнення:

Ефективні коефіцієнти концентрації напруг при вигині К_уD і крученні К_фD валу, обумовлені маточиною шестерні, насадженої на вал по посадці, визначаємо інтерполяцією по табл. П.9:

У перерізі II-II два концентратори напруг; проте в розрахунку враховуємо один — той, для якого К_уD і К_фD найбільші, тобто приймаємо К_уD = 3,38 і К_фD = 2,4425.

У перерізі II-II діють:

Сумарний вигинаючий момент М_II = 398 753,02 Н· мм;

Обертаючий момент Т = 982 159 Н· мм.

Осьовий момент опору:

Полярний момент опору:

Амплітуда нормальних напружень:

Напруження кручення:

Запас міцності для нормальних напружень:

Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:

Запас міцності для дотичних напружень:

Загальний запас міцності в перерізі II-II:

> [n]

де [n] = 1,3…1,5 — значення запасу допустимої витривалості.

ІІI-ІІІ. Концентрація напружень викликана посадкою внутрішнього кільця підшипника на вал.

По табл. П. 9 для вала діаметром d = 55 мм обчислюємо інтерполяцією К_уд і К_фд:

У перерізі IІІ-IІІ діють сумарний згинальний момент М_ІІІ = 638 257,8 Н· мм і обертальний момент Т = 982 159 Н· мм.

Осьовий момент опору:

Полярний момент опору:

Амплітуда нормальних напружень вигину:

Визначаємо запас міцності для нормальних напружень:

Напруження кручення:

Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:

Запас міцності для дотичних напружень:

Загальний запас міцності в перерізі III-III:

>[n]

де [n] = 1,3…1,5 — значення запасу допустимої витривалості.

IV-IV. Концентрація напружень викликана шпонковим пазом і посадкою маточини зірочки на вал.

Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при вигині К_у і крученні К_ф від шпонкового паза.

По табл. П. 13 для валу із сталі, що має у_В = 610 МПа, зі шпонковим пазом, виконаним пальцьовою фрезою, обчислюємо інтерполяцією К_у і К_ф:

Масштабний коефіцієнт при вигині і крученні для валу із сталі 45, діаметром d = 48 мм, визначаємо інтерполяцією по табл. П.7:

Коефіцієнти стану поверхні при шорсткості R_a=2,5 мкм, обчислюємо інтерполяцією по табл. П.6:

Ефективні коефіцієнти концентрації напруження для даного перерізу валу при вигині і крученні у разі відсутності технологічного зміцнення:

Ефективні коефіцієнти концентрації напруг при вигині К_уD і крученні К_фD валу, обумовлені маточиною зірочки, насадженої на вал по посадці, визначаємо інтерполяцією по табл. П.9:

У перерізі IV-IV два концентратори напруг; проте в розрахунку враховуємо один — той, для якого К_уD і К_фD найбільші, тобто приймаємо К_уD = 3,38 і К_фD = 2,4425.

У перерізі IV-IV діють:

Сумарний вигинаючий момент М_IV = 0, тому запас міцності

Обертаючий момент Т = 982 159 Н· мм.

Полярний момент опору:

Напруження кручення:

Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:

Запас міцності для дотичних напружень:

> [n]

Загальний запас міцності в перерізі IV-IV:

де [n] = 1,3…1,5 — значення запасу допустимої витривалості.

Вибір підшипників.

1.Вибір підшипників для швидкохідного валу.

Вихідні параметри:

Частота обертання n = 2945 об/хв Термін роботи L_h = 14 000 годин Реакції опор R_A = 641,85 Н Rв =2158,16 Н Діаметр валу d = 30 мм Температура підшипника t < 100єC

Заздалегідь приймаємо кульковий радіальний підшипник середньої серії 306. По табл. 18.28 визначаємо: С = 28,1 Н.

К_к = 1 (табл. 1)

К_т = 1 (табл. 2)

К_б = 1,4 (табл. 3)

Динамічне навантаження:

Номінальна довговічність:

Динамічна вантажопідйомність:

Оскільки розрахована динамічна вантажопідйомність більша паспортної, то остаточно приймаємо кульковий радіальний підшипник тяжкої серії 406, у якого С = 47,0 кН.

Вибір підшипників для проміжного валу.

Вихідні параметри:

Частота обертання n = 736,25 об/хв Термін роботи L_h = 14 000 годин Реакції опор R_A = 4699,56 H; R_B = 4699,56 H

Діаметр валу d = 35 мм Температура підшипника t < 100єC

Заздалегідь приймаємо кульковий радіальний підшипник середньої серії 307. По табл. 18.28 визначаємо: С = 33,2 кН.

К_к = 1 (табл. 1)

К_т = 1 (табл. 2)

К_б = 1,4 (табл. 3)

Динамічне навантаження:

Номінальна довговічність:

Динамічна вантажопідйомність:

Задаемо СА и Св =33,2 Кн тоді

Номінальна довговічність

млн об

тоді, термін роботи підшипника равна

годин

Остаточно приймаємо кульковий радіальний підшипник середньої серії 307, у якого С =33,2 кН, але опори необхідно змінювати після 3000 відпрацьованих годин.

Вибір підшипників для тихохідного валу.

Вихідні параметри:

Частота обертання n = 233,73 об/хв Термін роботи L_h = 14 000 годин Реакції опор R_A = 3322,94 H; R_B = 10 854,28 H

Діаметр валу d = 55 мм Температура підшипника t < 100єC

Заздалегідь приймаємо кульковий радіальний підшипник середньої серії 311. По табл. 18.28 визначаємо: С = 71,5 кН.

К_к = 1 (табл. 1)

К_т = 1 (табл. 2)

К_б = 1,4 (табл. 3)

Динамічне навантаження:

Номінальна довговічність:

Динамічна вантажопідйомність:

Оскільки розрахована динамічна вантажопідйомність більша паспортної, то остаточно приймаємо кульковий радіальний підшипник тяжкої серії 411, у якого С = 100,0 кН.

Розрахунок шпонкових з'єднань

1. Розрахунок шпонкових з'єднань для швидкохідного валу.

Вибираємо шпонку для з'єднання. півмуфти з валом.

Початкові дані:

Довжина маточини шківа: l_мат = 36 мм Крутящий момент: Т = 85,39 Н· м Діаметр валу: d = 22 мм Матеріал шпонки: сталь Ст5

Допустима напруга на зріз: [ф]_зр = 70 МПа Допустима напруга на зминання: [у]_зм = 150 МПа По табл. 4.1 вибираємо призматичну шпонку з b = 6 мм, h = 6 мм.

Приймаємо довжину шпонки виходячи з рекомендації:

;

приймаємо L = 30 мм.

Розрахункова довжина шпонки:

Перевіряємо шпонку на зминання:

< [у]_зм = 150 МПа.

Перевіряємо шпонку на зріз:

< [ф]_зр = 70 МПа.

Умова міцності виконується. Отже, призматична шпонка 6×6×30 за умовами міцності підходить для з'єднання півмуфти з валом Креслення шпонки.

2. Розрахунок шпонкових з'єднань для проміжного валу.

А) Вибираємо шпонку для з'єднання шестерні з валом.

Початкові дані:

Довжина маточини шестерні: l_мат = b_w1 = 80 мм Крутящий момент: Т = 321,39 Н· м Діаметр валу: d = 45 мм Матеріал шпонки: сталь Ст5

Допустима напруга на зріз: [ф]_зр = 70 МПа Допустима напруга на зминання: [у]_зм = 150 МПа По табл. 4.1 вибираємо призматичну шпонку з b = 14 мм, h = 9 мм.

Приймаємо довжину шпонки виходячи з рекомендації:

; приймаємо L = 60 мм.

Розрахункова довжина шпонки:

Перевіряємо шпонку на зминання:

< [у]_зм = 150 МПа.

Перевіряємо шпонку на зріз:

< [ф]_зр = 70 МПа.

Умова міцності виконується. Отже, призматична шпонка 14×9×60 за умовами міцності підходить для з'єднання шестерні з валом.

Креслення шпонки.

Б) Вибираємо шпонку для з'єднання зубчатого колеса з валом.

Початкові дані:

Довжина маточини зубчатого колеса: l_мат = b_w2 =39 мм Крутящий момент: Т = 321,39 Н· м Діаметр валу: d = 40 мм Матеріал шпонки: сталь Ст5

Допустима напруга на зріз: [ф]_зр = 70 МПа Допустима напруга на зминання: [у]_зм = 150 МПа По табл. 4.1 вибираємо призматичну шпонку з b = 12 мм, h = 8 мм.

приймаємо L = 51 мм.

Розрахункова довжина шпонки:

Перевіряємо шпонку на зминання:

> [у]_зм = 150 МПа.

Перевіряємо шпонку на зріз:

< [ф]_зр = 70 МПа.

Умова міцності виконується. Отже, призматична шпонка 12×8×51 за умовами міцності підходить для з'єднання зубчатого колеса з валом Креслення шпонки

3. Розрахунок шпонкових з'єднань для тихохідного валу.

А) Вибираємо шпонку для з'єднання зубчатого колеса з валом.

Початкові дані:

Довжина маточини зубчатого колеса: l_мат = b_w2 =71 мм Крутящий момент: Т = 982,159 Н· м Діаметр валу: d = 55 мм Матеріал шпонки: сталь Ст5

Допустима напруга на зріз: [ф]_зр = 70 МПа Допустима напруга на зминання: [у]_зм = 150 МПа По табл. 4.1 вибираємо призматичну шпонку з b = 16 мм, h = 10 мм.

Приймаємо довжину шпонки виходячи з рекомендації: L = 87 мм Розрахункова довжина шпонки:

Перевіряємо шпонку на зминання:

< [у]_зм = 150 МПа.

Перевіряємо шпонку на зріз:

< [ф]_зр = 70 МПа.

Умова міцності виконується. Отже, призматична шпонка 16×10×87 за умовами міцності підходить для з'єднання зубчатого колеса з валом.

Креслення шпонки.

Б) Вибираємо шпонку для з'єднання зірочки з валом.

Початкові дані:

Довжина маточини шківа: l_мат = 82 мм Крутящий момент: Т = 982,159 Н· м Діаметр валу: d = 48 мм Матеріал шпонки: сталь Ст5

Допустима напруга на зріз: [ф]_зр = 70 МПа Допустима напруга на зминання: [у]_зм = 150 МПа По табл. 4.1 вибираємо призматичну шпонку з b = 14 мм, h = 9 мм.

Приймаємо довжину шпонки виходячи з рекомендації L = 96 мм.

Розрахункова довжина шпонки:

Перевіряємо шпонку на зминання:

< [у]_зм = 150 МПа.

Перевіряємо шпонку на зріз:

< [ф]_зр = 70 МПа.

Умова міцності виконується. Отже, призматична шпонка 14×9×96 за умовами міцності підходить для з'єднання шківа з валом.

Креслення шпонки.

Вибір фланцевої муфти.

Початкові дані:

Діаметр валу d = 22 мм Матеріал муфти СЧ20

Коефіцієнт режиму роботи К_р = 1,6

Болти М6 (сталь 5)

Крутний момент Т = 85,39 Н· м Кутова швидкість щ = 308,24 рад/с Зовнішній діаметр фланців D = 90 мм, діаметр кола болтів дорівнює D_б = 65 мм.

Загальну довжину муфти приймаємо: L = 60 мм.

Кількість болтів призначаємо рівним z = 4, приймаємо d = 8 мм. Болти встановлюються без зазору. Число площин зрізу n = 1. Центрування пів муфт проводиться за рахунок болтів. Перевірку болтів проводитимемо по напруженнях зрізу.

Визначаємо робоче напруження групи болтів:

<[ф]_ср = 40 МПа.

6. Вибір мастила і системи змащування зубчатих зачеплень і підшипників

Для змащування зубчатих передач використовуємо картерну систему змащування. У корпус редуктора заливаємо масло так, щоб вінці коліс були в нього занурені. При їх обертанні масло захоплюється зубами, розбризкується, потрапляє на внутрішні стінки корпусу, звідки стікає в нижню його частину. Усередині корпусу утворюється суспензія частинок масла в повітрі, які покривають поверхню розташованих усередині корпусу деталей.

Необхідну в’язкість мастила визначають залежно від контактної напруги і окружної швидкості коліс.

Визначаємо окружну швидкість колеса:

Контактна напруга дорівнює: [у]_H = 378,37 МПа.

По табл. 8.1 визначаємо необхідну в’язкість масла: м = 28 · 10^-6 м/с.

Приймаємо індустріальне мастило И-30А

Визначаємо рівень мастила в редукторі виходячи з рекомендацій:

Приймаємо h_м =40 мм

Література

1. Детали машин. Самостоятельная работа (для студентов специальности 7.090.220 «Оборудование химических производств и предприятий строительных материалов»)/ Сост.: Овчаренко В. В., Гончаров В. В. — Рубежное: РФВНУ, 2003 — 18 с.

2. Методические указания к энергокинематическому расчету привода с применением ЭВМ в диалоговом режиме по дисциплинам «Детали машин» и «Прикладная механика» для студентов II-III курсов всех специальностей/ Сост.: Э. М. Кравцова и др. — Днепропетровск: ДХТИ, 1989 — 36 с.

3. Методические указания к расчету механических передач с применением ЭВМ по курсам «Детали машин и подъемно-транспортные устройства» и «Прикладная механика» для студентов вечерней формы обучения всех специальностей.

4. Методические указания к эскизному проектированию и разработке корпусных деталей редуктора в курсовом проекте по дисциплинам «Детали машин» и «Прикладная механика» для студентов III-IV курсов всех специальностей/ Сост.: Э. М. Кравцова, Н. И. Галабурда, И. С. Еленко, Ю. Н. Штонда. — Днепропетровск: ДХТИ, 1990. — 28 с.

5. Методические указания к расчету вала в курсовом проекте по дисциплинам «Детали машин» и «Прикладная механика» для студентов III курса всех специальностей/ Сост.: Ю. Н. Штонда, Э. М. Кравцова, И. С. Еленко, Н. И. Галабурда. — Днепропетровск: ДХТИ, 1990. — 52 с.

6. Методические указания по курсовому проектированию по деталям машин. Выбор подшипников качения. Сост.: Еленко И. С., Матюшко В. Е., Штонда Ю. Н., г. Рубежное, 1981 г.

7. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для машиностроительных специальностей техникумов. — М.: Высшая школа, 1984. — 336 с., ил.

8. Сборник задач по деталям машин: Учебное пособие для учащихся техникумов / М. Я. Романов, В. А. Константинов, Н. А. Покровский. — М.: Машиностроение, 1984. — 240 с., ил.

9. Киркач Н. Ф., Баласанян Р. А. Расчет и проектирование деталей машин: [Учебное пособие для технических вузов]: Ч. 2. — 2-е изд., переработанное и дополненное. — Х.: Высшая школа. Изд-во при ХГУ, 1988. — 142 с.: схем.

10. Цехнович Л. И., Петриченко И. П. Атлас конструкций редукторов: Учеб. пособие. — 2-е изд., перераб. и доп. — К: Высшая школа, 1990. — 151 с.: ил.

11. Малащенко В. О., Янків В.В. Деталі машин. Курсове проектування: Навчальний посібник. — Львів: «Новий Світ-2000», 2004. — 232 с.