Z
|
25
|
30
|
40
|
50
|
60
|
70
|
80
|
90…
|
YF
|
4.09
|
3.9
|
3.8
|
3.7
|
3.66
|
3.62
|
3.61
|
3.61
|
3.6
|
. Находим отношение :
·
для
шестерни:
·
для
колеса:
.
Дальнейший расчёт выполняется для того из колёс, для которого
отношение меньше.
Проверочный
расчёт зубьев на изгибную прочность
Прочность
зубьев на изгибную выносливость по формуле:
(8)
где - окружная сила, действующая в
зацеплении;
- коэффициент, учитывающий характер нагрузки;
- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от
эквивалентного числа зубьев;
- коэффициент, учитывающий компенсацию погрешности, возникающую
из-за применения расчётной схемы зуба;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки
между зубьями;
- ширина колеса;
Условие прочности выполнено.
3.
Предварительный расчёт валов редуктора
Вычисляется
без учёта деформации изгиба по напряжениям кручения.
Ведущий
вал:
диаметр
выходного конца:
(9)
где - допускаемое напряжение кручения;
Рис.1. Конструкция ведущего вала
Для схем с ремённой передачей округлить до ближайшего, большего
стандартного значения:
, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28,30, 32,
33, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63,65, 70, 75, 80, 85, 90, 95,
100, 105, 110, 120, 125, 130;
Диаметр вала под подшипники:
Ведомый вал:
диаметр выходного конца:
где - допускаемое напряжение кручения;
Округлить до ближайшего, большего стандартного значения:
12, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28,30, 32,
33, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63,65, 70, 75, 80, 85, 90, 95,
100, 105, 110, 120, 125, 130;
Диаметр вала под подшипники:
Диаметр вала под зубчатым колесом:
Длины участков определяются в результате эскизной компоновки
редуктора по ширине насаживаемых на них деталей (зубчатого колеса, подшипника и
др.).
4.
Определение конструктивных размеров шестерни и колеса
Основные
размеры шестерни и колеса определены в пункте 2.3.
Определим
диаметр ступицы колеса:
Длина ступицы:
Толщина
обода:
Толщина
диска:
6.
Определение конструктивных размеров корпуса редуктора
Толщина
стенок:
Толщина фланцев верхнего пояса корпуса и пояса крышки:
Толщина
фланцев нижнего пояса корпуса и пояса крышки:
Диаметры
болтов:
для
крепления редуктора к фундаменту:
·
крепящих
крышку к корпусу у подшипников:
·
соединяющих
крышку с корпусом:
7. Расчёт
ремённой передачи
По номограмме на рис 7.3 [1, 134] в зависимости от частоты
вращения шестерни и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня Б.
Диаметр
шестерни:
Согласно таблицы № 7.8 [1, 132] и с учётом того, что сечение
клинового ремня Б, принимаем
Диаметр
колеса:
(10)
где - передаточное отношение открытой
передачи;
- скольжение ремня;
Принимаем .
·
Уточняем
передаточное отношение:
При этом угловая скорость на валу редуктора с малым колесом
(шестерней):
Окончательно принимаем диаметры шкивов и
Межосевое расстояние следует принять в интервале:
(11)
где - высота сечения ремня;
Принимаем предварительно близкое значение
·
Расчётная
длина по формуле:
Ближайшее значение по стандарту
Уточнённое значение межосевого расстояния с учётом стандартной длины ремня :
(12)
где
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения
межосевого расстояния на для облегчения одевания ремней на шкивы и
возможность увеличения его на для увеличения натяжения ремней.
Угол обхвата шестерни:
.
·
Коэффициент
режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по таблице 7.10
[1,136]:
для привода к ленточному конвейеру при односменной работе
·
Коэффициент,
учитывающий влияние длины ремня по таблице 7.9 [1,135]:
для ремня сечения Б при длине коэффициент
·
Коэффициент,
учитывающий влияние угла обхвата:
при коэффициент
·
Коэффициент,
учитывающий число ремней в передаче:
предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6 примем
коэффициент
·
Число
ремней в передаче:
(13)
где - мощность, передаваемая одним клиновым
ремнём;
Натяжение ветви клинового ремня:
где - скорость;
- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил;
Давление на валы:
Ширина шкивов:
8. Проверка
долговечности подшипников качения
Ведущий вал
Определяем реакции опор. Целесообразно построить эпюры изгибающих
и крутящихся моментов.
Нагрузка на вал от ремённой передачи
Составляющие этой нагрузки:
(14)
Из первого этапа компоновки
.
Реакции опор: в плоскости XZ:
Проверка:
в плоскости YZ:
Проверка:
Находим суммарные реакции опор:
Определяем эквивалентную нагрузку на подшипники:
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре А1.
Намечаем шариковые радиальные подшипники 207 средней серии [1,
393]:
Определяем эквивалентную нагрузку на подшипники:
(15)
где - радиальная нагрузка;
-осевая нагрузка;
-если вращается внутреннее колесо;
-коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера;
-температурный коэффициент.
Отношение ;
этой величине (по таблице 9.18) соответствует .
Отношение ; ,
Расчётная долговечность, млн. об.:
(16)
Расчётная долговечность, ч:
. (17)
где - частота вращение ведущего вала;
.
Что больше установленных ГОСТ 16162 - 85.
Рисунок 8.1 - Расчётная схема ведущего вала.
Ведомый вал
Определяем реакции опор. Целесообразно построить эпюры
изгибающих и крутящихся моментов.
Из предыдущих расчётов имеем:
Из первого этапа компоновки:
Реакции опор:
в плоскости XZ:
Проверка:
в плоскости YZ:
Проверка:
Находим суммарные реакции опор:
Определяем эквивалентную нагрузку на подшипники:
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре В2.
Намечаем шариковые радиальные подшипники 211 средней серии [1,
393]:
Определяем эквивалентную нагрузку на подшипники:
(18)
где - радиальная нагрузка;
-осевая нагрузка;
-если вращается внутреннее колесо;
-коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера;
-температурный коэффициент.
Отношение ; этой величине (по таблице 9.18)
соответствует .
Отношение ; ,
Расчётная долговечность, млн. об.:
(19)
Расчётная долговечность, ч:
, (20)
где - частота вращение ведомого вала;
.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть
менее 10000 ч. (номинальная допустимая долговечность подшипника). В нашем
случае подшипники ведущего вала 207 имеют ресурс L=1102894 ч., а подшипники ведомого вала 211 имеют ресурс L=27045515 ч.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности определим по формуле:
. (21)
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице , при чугунной .
Ведущий вал.
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок:
Определим длину шпонки по формуле:
Определим напряжение смятия и условие прочности:
.
Материал полумуфт МУВП - чугун СЧ 20.
Условие выполнено.
Ведомый вал:
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок:
Определим длину шпонки по формуле:
Определим напряжение смятия и условие прочности:
.
Материал полумуфт МУВП - сталь легированная.
Условие выполнено.
Выбираем муфту предохранительную по диаметру выходного конца на
ведомом валу:
-50-1 ГОСТ 15622 - 77.
Длина муфты равна 240 мм.
10.
Уточнённый расчёт валов
Выполняется для проверки выносливости вала при воздействии
циклических напряжений и изгиба одновременно.
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений
ведомого вала.
Материал вала - сталь 45 нормализованная, .
Пределы выносливости:
Сечение А - А:
Диаметр вала в этом сечении . Концентрация напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки
[1, таблица 8.9]: и ; масштабные факторы [1, таблица 8.8]: ; коэффициенты и .
Крутящий момент
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
(22)
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
(23)
Суммарный изгибающий момент в сечении А - А:
(24)
Момент сопротивления кручению
(25)
Момент сопротивления изгибу:
(26)
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
(27)
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
(28)
Амплитуда средних напряжений изгиба:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
(29)
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
(30)
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А - А:
(31)
Сечение Л - Л:
Концентрация напряжения обусловлена переходом от к : при и коэффициенты концентрации напряжений [1, таблица 8.2]: и .; масштабные факторы [1, таблица 8.8]: И ; коэффициенты и .
Крутящий момент
Суммарный изгибающий момент в сечении Л - Л:
Осевой момент сопротивления сечения:
(33)
Полярный момент сопротивления:
(34)
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
(35)
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
(36)
Амплитуда средних напряжений изгиба:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
(38)
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л - Л:
(39)
11. Выбор
сорта масла для редуктора
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого
колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение
колеса примерно на 10 мм.
Объём масленой ванны V определяется из расчёта
0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
Определим окружную скорость ведущего колеса:
По таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных
напряжениях и скорости рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . По таблице 10.10 принимаем масло
индустриальное И-30А.
Список
использованной литературы
1.
Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. Курсовое проектирование деталей машин:
Учебное пособие. - М.: Машиностроение, 1987. - 416с.
.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е
2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454с.
.
Учебное пособие
.
Единая система конструкторской документации: ГОСТ 2.301-68 - ГОСТ 2.309-68. -
Москва. 1969.
.
Основные положения: ГОСТ 2.101-68 - ГОСТ 2.109-68. - Москва. 1969.