расчет редуктора. Текст пояснительной записки. 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода Определим мощность на валу двигателя

• Название: 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода Определим мощность на валу двигателя
• Анкор: расчет редуктора
• Дата: 30.11.2021
• Размер: 326 Kb.
• Имя файла: Текст пояснительной записки.doc
• Тип: Документы; #286290
• страница: 2 из 2

=1,7*274*10³*0,758* = 369,5 МПа < σ_HP=420 МПа

Проверочный расчет на контактную выносливость зубьев показал, что зубчатая передача рассчитана, верно
Проверочный расчет на изгибную выносливость. Определяем изгибную выносливость зубьев
σ_F= Y_F* Y_β* К_F*Ft/(b* m_n) ≤ σ_FP (стр. 109, [2])

где Y_F – коэффициент формы зуба;

К_F– коэффициент нагрузки

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба, неравномерность эпюры нагрузки и работу зуба как пластины, а не как балки

Определяем Y_F по табл. П27, (стр. 370, [2]) Y_F=3,89.

К_F = К_Fβ* К_FV* К_Fα (стр. 110, [2])

где К_Fβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого

колеса;

К_FV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;

К_Fα -- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_FV= 2*К_HV –1 (табл. П26, стр. 370, [2])

К_FV=1,1

К_Fβ=1,01 (табл. П25, стр. 369, [2])

К_Fα=1 (стр. 110, [2])

К_F == 1,01* 1,1* 1=1,111

Y_β=1- β/140 (стр. 110, [2])

Y_β=1- 13,74637°/140=0,902
σ_F= 3,89*0,902* 1,111* 3,16*10³/(0,04* 0,0015) =187,1 МПа ≤ σ_FP=195 МПа

Проверочный расчет завершен

2.2 Тихоходная ступень редуктора
По табл. П21 (стр. 369, [2]) и П28 (стр. 371, [2]) выбираем материал зубчатой передачи – сталь 45, термообработка - нормализация с характеристиками:

• 
  твердость равна НВ 180…220;
  
• 
  допускаемое контактное напряжение (σ°_HP) – 420 МПа;
  
• 
  база испытаний напряжений, соответствующая длительному пределу выносливости (N_H°) – 6*10⁷;
  
• 
  допускаемое напряжение (σ°_FP) – 210 МПа;
  
• 
  (N_F°) – 4*10⁶
  

Определяем допускаемое контактное напряжение (σ_HP)

σ_HP= σ°_HP*K_HL (стр. 97, [2])

где K_HL – коэффициент циклической долговечности

K_HL= (стр. 97, [2])

где N_НЕ – относительное эквивалентное число циклов напряжения

N_НЕ = 60*t_ч*n₃ (стр. 97, [2])

N_НЕ = N_FЕ =60*5*250*8*54,36 об/мин=7,1*10⁷

При выполнении условия N_{Н Е} ≥ N_H° допускается K_HL принимать равным 1

σ_HP= σ°_HP=420 МПа

Определяем допускаемое напряжение на изгибную выносливость (σ_FP)

σ_FP = σ°_FP*K_FL (стр. 97, [2])

При выполнении условия N_FЕ ≥ N_F° K_FL принимается равным 1.

Определяем относительное эквивалентное число циклов напряжения (N_FЕ)

N_FЕ = N_НЕ = 7,1*10⁷

N_F° =4*10⁶

Таким образом N_FЕ > N_F°, следовательно K_FL принимается равным 1.

σ_FP=195 МПа
Определяем межосевое расстояние передачи (a_w):

a_w≥k_a*(u_б+1 )* (стр. 97, [2])

k_a = 4300 - для стальных косозубых зубчатых колес ( табл. П22, стр. 369, [2])

ψ_ва=0,2…0,8 (стр. 110, [2])

Примем ψ_ва=0,4

Определяем коэффициент ширины зубчатого колеса (ψ_вd )

ψ_вd=0,5* ψ_ва*(u+1)(стр. 101, [2])

ψ_вd=0,5*0,4*(5+1)=1,2

По табл. П25, стр. 369, [2] определяем К_НВ.

К_НВ=1,0

a_w≥4300*(5+1)* = 0,225 м

Принимаем a_w=250 мм (СТ СЭВ 229-75)
Определяем нормальный модуль передачи (m_n).

m_n = (0,01…0,02)*a_w(стр. 93, [2])

m_n = (0,01…0,02)*250= (2,5…5) мм

Принимаем m_n = 4,0 мм (CT СЭВ 310 – 76)
Назначаем угол наклона линии зуба (β)

β=8…20° (стр. 107, [2])

Принимаем β=15°
Определим число зубьев шестерни (z₁)

z₁= 2* a_w*cosβ / (m_n*( u +1)) (стр. 108, [2])

z₁= 2* 250*cos 15 /(4 *( 5 +1))=20,12

Принимаем z₁=20
Определим число зубьев колеса (z₂)

z₂= z₁* u=20*5=100

Примем z₂=100
Уточняем передаточное число и угол наклона линии зуба:

u= z₂/ z₁=100/20=5
cosβ= m_n* z₁*(u +1)/ (2* a_w)=4*20*(5+1)/(2*250)=0,96

β=16,2602°=16°15’54”
Определяем размер окружного модуля m_t:

m_t= m_n/cosβ(стр. 108, [2])

m_t= 4/0,96=4,17 мм
Вычисляем делительные диаметры (d), диаметры вершин зубьев ( d_a ) и диаметры впадин ( d_f ) шестерни и колеса:

Шестерня :

d₁ = m_t*z₁ = 4,17*20 = 83,4 мм

da₁ = d₁ + 2m_n = 83,4 +2*4=91,4 мм

df₁ = d₁ – 2,5m_n =83,4 –2,5*4=73,4 мм

Колесо :

d₂ = m_t*z₂ = 4,17*100 = 417 мм

da₂ = d₂ + 2m_n = 417 +2*4=425мм

df₂ = d₂ – 2,5m_n = 417 – 2,5*4=407 мм
Уточняем межосевое расстояние :

a_w = (d₁+d₂)*0,5 (стр. 108, [2])

a_w = (83,4+417)*0,5 = 250,2 мм

Определяем ширину зубчатых колес ( В ):

В = ψ_ва* a_w (стр. 101, [2])

В = 0,4*250,02 = 100 мм

Принимаем ширину шестерни В₁ = 100 мм, ширину колеса В₂ = 102 мм.
Определяем окружную скорость вращения колес ( Vk ):

Vk= π*d₁* n₂/60 (стр. 102, [2])

Vk= π* 83,4*10^-3*271,8/60=1,19 м/с

По табл. 2, стр. 96, [2] назначается 9-я степень точности изготовления передачи
Определяем окружную силу, действующую в зацеплении (Ft):

Ft=2*М₂*10³/ d₁

Ft=2*233,11*10³/83,4=5,59 кН

Определяем осевую силу, действующую в зацеплении (Fа):

Fа= Ft*tg β (стр. 109, [2])

Fа= 5,59*tg16,2602°=1630 Н
Определяем радиальную силу, действующую в зацеплении (Fr):

Fr= Ft* tgα/ cosβ

где α-угол нарезки зуба. α=20°

Fr= 5,59*tg20°/0,96=2,119 кН (стр. 109, [2])
Проверочный расчет передачи на контактную выносливость. Определяем контактную выносливость зубьев
σ_H=Zн*Zм*Z_∑* σ_HP (стр. 92, [2])

Z_Н =1,7 (стр. 110, [2])

Z_М=274*10³ Па ( табл. П22, стр. 368, [2])
Определяем коэффициент осевого перекрытия (ε_β):

ε_β=b₂*sin β/(π*m_n) (стр. 108, [2])

ε_β=102*sin16,2602°/(π* 4)=2,27

ε_β >0,9, следовательно:

Z_∑= (стр. 96, [2])

где ε_α – коэффициент торцевого перекрытия

ε_α≈[1,88-3,2*(1/Z₁+1/Z₂)*cosβ (стр. 96, [2])

ε_α≈[1,88-3,2*(1/20+1/100)*0,96]=1,696

Z_∑= =0,768
К_н= К_нβ* К_нv* К_Нα (стр. 110, [2])

К_нβ=1,05 (табл. П25, стр. 369, [2])

Кнv = 1,01 ( табл. П26, стр. 370, [2])

К_Нα=1,05 (табл. П24, стр. 369, [2])

К_н= 1,05* 1,01*1,05=1,113

σ_H=1,7*274*10³*0,768* = 338,5 МПа < σ_HP=420 МПа

Проверочный расчет на контактную выносливость зубьев показал, что зубчатая передача рассчитана, верно
Проверочный расчет на изгибную выносливость. Определяем изгибную выносливость зубьев
σ_F= Y_F* Y_β* К_F*Ft/(b* m_n) ≤ σ_FP (стр. 109, [2])

Определяем Y_F по табл. П27, (стр. 370, [2]) Y_F=4,12.

К_F == К_Fβ* К_FV* К_Fα (стр. 110, [2])

К_FV= 2*К_HV –1 (табл. П26, стр. 370, [2])

К_FV=1,02

К_Fβ=1,02 (табл. П25, стр. 369, [2])

К_Fα=1 (стр. 110, [2])

К_F == 1,02* 1,02* 1=1,04

Y_β=1- β/140 (стр. 110, [2])

Y_β=1- 16,2602°/140=0,88

σ_F= 4,12*0,88* 1,04* 5,59*10³/(0,1* 0,004) =52,69 МПа ≤ σ_FP=195 МПа

Проверочный расчет завершен

3. Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары

3.1 Быстроходный вал
Определяем диаметр выходного конца ведущего вала (d).

d₁≥ (стр. 307, [2])

где[τ_к] – допускаемое касательное напряжение, МПа

[τ_к] = 20…40МПа принимаем t_K= 30 МПа

d = 0.0228 м

Принимаем диаметр выходного конца ведущего вала равным 30 мм

Соединение валов двигателя и ведущего редуктора осуществляется дисковой муфтой.

Диаметр вала электродвигателя dэ = 38 мм.

Диаметр вала под подшипники dп= 35 мм.

Шестерню и быстроходный вал изготавливают едиными в виде вала – шестерни.
3.2 Промежуточный вал
d₂ ≥ (стр. 307, [2])

[τ_к] = 20…40МПа принимаем t_K= 25 МПа

d₂ = 0.036м

Принимаем диаметр вала под подшипники равным 40 мм.

Диаметр вала под насадку ступицы зубчатого колеса принимаем равным

dвст = 50 мм.
Вычисляем конструктивные размеры зубчатого колеса по формулам, приведенным на стр. 307-308, [2]

Диаметр ступицы (Dст).

Dст ≈(1,5…1,7)* dвст = (1,5…1,7)*50=(75…85) мм

Принимаем Dст = 80 мм

Определяем длину ступицы ( lст) :

lст ≈ (0,7…1,8)* dвст = (0,7…1,8)*50= (35…90) мм

Принимаемlст = 60 мм.

Толщина обода δ₀≈(2,5…4)* m_n=(2,5…4)* 1,5=(3,75…6) мм

Примем δ₀=5 мм

Толщина диска е≈(0,2…0,3)* b₂=(0,2…0,3)* 42=(8,4…12,6) мм

Примем е=10 мм

3. 
   Тихоходный вал
   

d₂ ≥

[τ_к] = 20…40МПа принимаем [τ_к] = 30 МПа
d₃≥ = 0.057 м

Принимаем диаметр выходного конца тихоходного вала равным 60 мм

Диаметр вала под подшипники принимаем равным 65 мм

Диаметр вала под насадку ступицы зубчатого колеса принимаем равным

dвст = 75 мм.
Вычисляем конструктивные размеры зубчатого колеса по формулам, приведенным на стр. 307-308, [2]

Диаметр ступицы (Dст).

Dст ≈(1,5…1,7)* dвст = (1,5…1,7)*75=(112,5…127,5) мм

Принимаем Dст = 110 мм

Определяем длину ступицы ( lст) :

lст ≈ (0,7…1,8)* dвст = (0,7…1,8)*60= (42…108) мм

Принимаемlст = 110 мм.

Толщина обода δ₀≈(2,5…4)* m_n=(2,5…4)* 4=(10…16) мм

Примем δ₀=12 мм

Толщина диска е≈(0,2…0,3)* b₂=(0,2…0,3)* 100=(20…30) мм

Примем е=25 мм

4. Определение конструктивных размеров элементов корпуса и крышки редуктора
Вычисляем конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора по формулам, приведенным на стр. 308-309, [2]

Назначаем изготовление корпуса и крышки редуктора литьем из серого чугуна.

Определяем толщину стенки корпуса редуктора (δ).

δ = 0,025*а_w+1…5 мм.

, где а_w– максимальное межосевое расстояние

δ = 0,025*250+1…5 = 7,25…11,25 мм

примем δ =9 мм.

Определяем толщину стенки крышки редуктора (δ₁).

δ₁≈0,02* а_w+1..5 = 0,02*250+1…5= 6…11 мм

примем δ₁= 8 мм .

Определим толщину верхнего и нижнего поясов редуктора (S).

S=1,5*δ = 1,5*9 = 13,5 мм.

Определим толщину нижнего пояса корпуса редуктора (t).

t = (2…2,5)* δ = (2…2,5)*9 = (18…22,5) мм.

примем t=20 мм.

Определим толщину ребер жесткости корпуса редуктора ( С ):

С≈ 0.85* δ = 0.85*9 = 7.65

примем С=8 мм.

Определим диаметр фундаментных болтов (dф).

dф = (1,5…2,5)*δ = (1,5…2,5)*9 = 13,5…22,5.

примем dф = 20 мм .

Тогда диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора на периферии dпп= 12 мм

Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора около подшипников dкп= 14мм.

5. 
   Определение конструктивных размеров валов, подшипниковых узлов, разработка предварительной компоновки редуктора
   

Определяем зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса (y).

y≈ (0,5…1,5)* δ = (0,5…1,5)*9 = (4,5…13,5) мм .

примемy = 10 мм.
Расстояние между внутренней стенкой корпуса (крышки) редуктора и окружностью вершины зубьев колеса и шестерни (y1).

y₁= (1,5…3)* δ₁= (1,5…3)*8= (12…24)

примем y₁= 20мм
Определим длину выходного конца быстроходного вала (l1).

l₁= (1,5…2)*d₁= (1,5…2)*30 = (45…60) мм .

примем l₁= 50 мм.
Определяем длину выходного конца тихоходного открытого вала (l₂).

l₂=(1,5…2)*d₃= (1,5…2)*60 = (90…120) мм .

примем l₂= 100 мм.

Назначаем подшипники для валов.

Для ведущего вала назначаем шарикоподшипники радиально-упорные 36307 (ГОСТ 381-75)

Для промежуточного вала назначаем шарикоподшипники радиально-упорные 36308 (ГОСТ 381- 75)

Для выходного вала назначаем шарикоподшипники радиально-упорные 36312 (ГОСТ 381-75)

Предварительная компоновка редуктора приведена на рисунке 1



Рисунок 1. предварительная компоновка редуктора
X₄ = l_cn1 /2+ y + B³⁶³⁰⁸/ 2

,гдеB³⁶³⁰⁸- высота подшипника 36308.

B³⁶³⁰⁸ = 23 мм

X₄= 60/2+10+23/2 = 51,5 мм.

X₂= (l_cn1+b₂)/2 =(60+58)/2 = 59 мм.

X₁= X₄ - B³⁶³⁰⁸+ B³⁶³⁰⁷=51,5-23+21=49,5 мм

X₆ = l_cn2 /2+ y + B³⁶³¹³/ 2=110/2+10+31/2=80,5 мм

X₅= X₆ - B³⁶³¹³+ B³⁶³⁰⁸=80,5-31+23=72,5 мм

X₇= X₅ - B³⁶³⁰⁸+ B³⁶³⁰⁷=72,5 -23+21=70,5 мм

X₃=X₂+X₇=59+70,5=64,75 мм

X₈= X₂+ X₄- B³⁶³⁰⁸+ B³⁶³¹³=59+51,5-23+31=118,5 мм

6. Проверка прочности валов

6.1 Быстроходный вал.
Для быстроходного вала принимаем в качестве материала сталь 45 с обработкой- нормализация.

Определяем предел выносливости материала (G_-1)

σ_-1≈0,43*σ_в’ (стр. 310, [2])

где σ_в’ - предел прочности МПа.

σ_в’=589 МПа

σ_-1≈0,43*589=253,27
Определяем допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений ([σ_и]_-1)

[σ_и]_-1=[ σ_-1/([n]*K_σ)]*k_ри (стр. 310, [2])

где [n] – коэффициент запаса прочности;

k_ри – коэффициент режима нагрузки при расчете на изгиб;

K_σ – эффективный коэффициент концентрации напряжений.

[n]=1…3 (стр. 194, [2])

Примем [n]=2

k_ри=1…1,65 (стр. 194, [2])

Примем k_ри=1

K_σ=1,2…2,5 (стр. 194, [2])

Примем K_σ=2

[σ_и]_-1=[ 253,27/(2*2)]*1=63,3 МПа
Схема нагрузки на вал и эпюры изгибающих и крутящих моментов приведены на рисунке 2

Определяем реакции в вертикальной плоскости :

∑М_а=-F_r*x₁-F_a*0,5*d₁+Y_B*( x₃+x₁)=0

Y_B=(F_r*x₁+F_a*0,5*d₁)/(x₃+x₁)=(1180*0,0495+1010*0,5*0,04472)/(0,06475+0,0495)=497,9 Н

∑М_В= -Y_а*( x₃+x₁)-F_a*0,5*d₁+Fr*x₃=0

Y_а= (Fr*x₃- F_a*d₁/2)/ ( x₃+x₁)= (1180*0,06475- 1010*0,04472/2)/(0,60475+0,0495)=682,1 Н
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости.

∑М_а=-F_t*x₁ +Х_B*( x₃+x₁)=0

Х_B= F_t*x₁/( x₃+x₁)= 3160*0,0495/(0,06475+0,0495)=935,5 Н

∑М_В=-Х_А*( x₃+x₁)+ F_t*x₃= 0

Х_А= F_t*x₃/( x₃+x₁)= 3160*0,06475/(0,06475+0,0495)=2224,5 Н
Вычисляем изгибающие моменты плоскости ОУ .

Ma = Mв =0Mc^л = Y_а *x₁ = 682,1*0,0495 = 30,69 Hм

Mc^п = Y_в *x₃ = 497,9 *0,06475 =53,27 Hм
Вычисляем изгибающие моменты плоскости ОX .

Mc = Х_А *x₁=2224,5 *0,0495 = 100,1 Hм

Ma = Mв =0

Вычисляем суммарный изгибающий момент (Ми).

Ми = = 104,6 Нм

Вычисляем напряжение вала на изгиб (σи).

σ_и = 32* Ми /( π*d_f1³ ) (стр. 311, [2])

σ_и = 32* 104,6 /( π*0,040322³)=16,26 МПа
Определяем напряжение вала на кручение (τ_k)

τ_k = 16*М₁ /( π*d_f1³ )= 16*69,79 / (3,14*0,040322³)= 5,42 МПа

Определяем эквивалентное напряжение (σ_э) и сравним с допускаемым [σ_и]_-1.

σэ = ≤[σ_и]_-1 (стр. 311, [2])

σэ = = 19,54 МПа < 63,3 МПа
6.2 Промежуточный вал.
Для выходного вала принимаем в качестве материала сталь 45 с обработкой- нормализациией.

Характеристики материала промежуточного вала смотри подраздел 6.1

σ_-1=253,27МПа
Определяем допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений ([σ_и]_-1)

[σ_и]_-1=[ σ_-1/([n]*K_σ)]*k_ри (стр. 310, [2])

[n]=1…3 (стр. 194, [2])

Примем [n]=2

k_ри=1…1,65 (стр. 194, [2])

Примем k_ри=1

K_σ=1,2…2,5 (стр. 194, [2])

Примем K_σ=2

[σ_и]_-1=[ 253,27/(2*2)]*1=63,3 МПа
Схема нагрузки на вал и эпюры изгибающих и крутящих моментов приведены на рисунке 3
Определяем реакции в вертикальной плоскости :

∑М_а=F_r ^б *x₄+F_a ^б *0,5*d₂- F_r ^т *(x₄+ x₂)-F_a ^т *0,5*d₁+ Y_B*( x₄+x₂+ x₅)=0

Y_B=- (F_r ^б *x₄+F_a ^б *0,5*d₂- F_r ^т *(x₄+ x₂)-F_a ^т *0,5*d₁)/( x₄+x₂+ x₅)= - (1180 *0,0515+1010 *0,5*0,155826- 2119 *(0,0515+ 0,059)-1630 *0,5*0,0834)/( 0,0515+ 0,059+ 0,0725)=838,6 Н
∑М_В= -F_r ^б *(x₂+ x₅)+F_a ^б *0,5*d₂ ^б + F_r ^т *x₅ -F_a ^т *0,5*d₁ ^т - Y_А*( x₄+x₂+ x₅)=0

Y_а=( -F_r ^б *(x₂+ x₅)+F_a ^б *0,5*d₂ ^б + F_r ^т *x₅ -F_a ^т *0,5*d₁ ^т )/ (x₄+x₂+ x₅)= (-1180 *(0,059+ 0,0725)+1010 *0,5*0,155826 + 2119 *0,0725-1630 *0,5*0,0834 )/ (0,0515+ 0,059+ 0,0725)= 100,4 Н
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости.

∑М_а=F_t^Б*x₄ - F_t^т*(x₄+ x₂) +Х_B*( x₄+x₂+ x₅)=0

Х_B= -(F_t^Б*x₄ - F_t^т*(x₄+ x₂)) /( x₄+x₂+ x₅)= (3160*0,0515-5590*(0,0515+ 0,059)/( 0,0515+ 0,059+ 0,0725)=2380,3 Н
∑М_В=-Х_А*( x₄+x₂+ x₅)- F_t^Б * (x₂+ x₅) + F_t^т*x₅= 0

Х_А= (-F_t^Б * (x₂+ x₅) + F_t^т*x₅)/( x₄+x₂+ x₅)=( -3160* (0,059+ 0,0725)+ 5590*0,0725)/( 0,0515+ 0,059+ 0,0725)=49,7 Н

Вычисляем изгибающие моменты плоскости ОУ .

Ma = Mв =0Mc^л = -Y_а *x₄ = -100,4*0,0515=- 4,66 Hм

Mc^п = - Y_а *(x₄+x₂) -F_r ^б *x₂+ F_a ^б *0,5*d₂=(-100,4*(0,0515+0,059)-1180*0,059+1010*0,5* 0,155826)=15,12Hм

M_D^п = -Y_в *x₅ = - 838,6 *0,0725=-52,83 Hм

M_D^л = -Y_в *(x₅ + x₂) +F_r ^т*x₂ -F_a ^т *0,5*d₁ ^т= - 838,6* (0,0725+0,059)+2119*0,059-1630*0,5*0,8304=-670,7 Hм
Вычисляем изгибающие моменты плоскости ОX .

Ma = Mв =0

Mc = Х_А *x₄=49,7 * 0,0515= 2,3 Hм

M_D = Х_B *x₅ = 2380,3 *0,0805=150 Нм
Наиболее опасным является сечение D. Для этого сечения производим дальнейший расчет.
Вычисляем суммарный изгибающий момент (Ми).

Ми = = 687,2 Нм
Вычисляем напряжение вала на изгиб (σ_и).

σ_и = 32* Ми /( π* d_f1³ ) (стр. 311, [2])

σ_и = 32* 687,2/( π*0,0834³)=12,12 МПа
Определяем напряжение вала на кручение (τ_k)

τ_k = 16*М₂ /( π* d_f1³ )= 16*233,11 / (3,14*0,0834³)= 2,04 МПа

Определяем эквивалентное напряжение (σ_э) и сравним с допускаемым [σ_и]_-1.

σэ = ≤[σ_и]_-1 (стр. 311, [2])

σэ = = 12,8 МПа < 63,3 МПа
6.3 Выходной вал.
Для выходного вала принимаем в качестве материала сталь 45 с обработкой- нормализациией.

Характеристики промежуточного вала смотри подраздел 6.1

σ_-1=253,27МПа
Определяем допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений ([σ_и]_-1)

[σ_и]_-1=[ σ_-1/([n]*K_σ)]*k_ри (стр. 310, [2])

[n]=1…3 (стр. 194, [2])

Примем [n]=2

k_ри=1…1,65 (стр. 194, [2])

Примем k_ри=1

K_σ=1,2…2,5 (стр. 194, [2])

Примем K_σ=2

[σ_и]_-1=[ 253,27/(2*2)]*1=63,3 МПа
Схема нагрузки на вал и эпюры изгибающих и крутящих моментов приведены на рисунке 4


Определяем реакции в вертикальной плоскости :

∑М_а=F_r*x₈+F_a*0,5*d₂+Y_B*( x₆+x₈)=0

Y_B=-(F_r*x₈+F_a*0,5*d₂)/(x₆+x₈)=-(2119*0,1185+1630*0,5*0,417)/(0,1185+0,0805)=-3423Н

∑М_В= -Y_а*( x₆+x₈)+F_a*0,5*d₂-Fr*x₆=0

Y_а= (-Fr*x₆+ F_a*d₂/2)/ (x₆+x₈)= (-2119*0,0805+ 1630*0,417/2)/(0,1185+0,0805) =1304 Н
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости.

∑М_а=F_t*x₈ +Х_B*( x₆+x₈)=0

Х_B= -F_t*x₈/( x₆+x₈)=- 5590*0,1185/(0,1185+0,0805)=-3478,6 Н

∑М_В=-Х_А*( x₆+x₈)- F_t* x₆= 0

Х_А= - F_t*x₆/( x₆+x₈)= -5590*0,0805/(0,1185+0,0805)=-2111,4 Н
Вычисляем изгибающие моменты плоскости ОУ .

Ma = Mв =0Mc^л = Y_а *x₈ = 1304*0,1185= 131,052 Hм

Mc^п = Y_в *x₆ = -3423 *0,0805=-212,19 Hм
Вычисляем изгибающие моменты плоскости ОX .

Mc = Х_А *x₈=-2111,4 * 0,1185= -212,2 Hм

Ma = Mв =0

Вычисляем суммарный изгибающий момент (Ми).

Ми = = 300,1 Нм

Вычисляем напряжение вала на изгиб (σ_и).

σ_и = 32* Ми /( π*dв_ст³ ) (стр. 311, [2])

σ_и = 32* 300,1 /( π*0,075³)=7,2 МПа
Определяем напряжение вала на кручение (τ_k)

τ_k = 16*М₃ /( π* dв_ст ³ )= 16*1107,74 / (3,14*0,075³)= 13,4 МПа

Определяем эквивалентное напряжение (σ_э) и сравним с допускаемым [σ_и]_-1.

σэ = ≤[σ_и]_-1 (стр. 311, [2])
σэ = = 19,67 МПа < 63,3 МПа

7. Выбор шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений
Для выходного конца ведущего вала с d_вI=30 мм принимаем призматическую шпонку 10х8х40 по СТ СЭВ 189-75, табл. П49 (стр. 385, [2])

Определяем расчетную длину шпонки со скругленными концами (l_р)

l_р=l-b (стр. 332, [2])

l_р=40-10=30 мм

Допускаемое напряжение смятия ([σ_см]) принимаем 100 МПа

Определяем напряжение смятия шпонки (σ_см)

σ_см= (стр. 332, [2])

σ_см=4,4*69,79/(0,03*0,008*0,03)=42,4 МПа < [σ_см]

2. 
   Для соединения промежуточный вал – зубчатое колесо с d_в=50 мм принимаем призматическую шпонку 14х9х45 по СТ СЭВ 189-75
   

Определяем расчетную длину шпонки со скругленными концами (l_р)

l_р=31 мм

Допускаемое напряжение смятия ([σ_см]) принимаем 80 МПа

Определяем напряжение смятия шпонки (σ_см)

σ_см=

σ_см=4,4*233,11/(0,05*0,009*0,031)=73,5 МПа < [σ_см]

2. 
   Для выходного конца ведомого вала с d₂=60 мм принимаем призматическую шпонку 18х11х80 по СТ СЭВ 189-75
   
3. 
   Определяем расчетную длину шпонки со скругленными концами (l_р)
   

l_р=l-b

l_р=80-18=62 мм

Допускаемое напряжение смятия ([σ_см]) принимаем 100 МПа

Определяем напряжение смятия шпонки (σ_см)

σ_см=

σ_см=4,4*1107,74/(0,06*0,011*0,062)=85,7 МПа < [σ_см]

2. 
   Для соединения выходной вал – зубчатое колесо с d_в=90 мм принимаем призматическую шпонку 25х14х90 по СТ СЭВ 189-75
   

Определяем расчетную длину шпонки со скругленными концами (l_р)

l_р=65 мм

Допускаемое напряжение смятия ([σ_см]) принимаем 80 МПа

Определяем напряжение смятия шпонки (σ_см)

σ_см=

σ_см=4,4*1107,74/(0,09*0,014*0,065)=74,5 МПа < [σ_см]

8 Проверочный расчет подшипников

1. 
   Быстроходный вал
   

2. 
   Для ведущего вала приняты шариковые радиально-упорные подшипники (ГОСТ 831-75) серии 36307
   

Определяем суммарные радиальные нагрузки на опоры А (F_RА) и В (F_RВ)

F_R=

F_RА= =2326,7 Н

F_RВ= =1059,7 Н

Так как наиболее нагруженной является опора А дальнейший расчет проводим для нее

Определим осевые составляющие реакций в подшипниках от действия радиальных сил (S)

S=e*F_R (стр. 214, [2])

S_А=0,39*2326,7 Н=907,4 Н

S_В=0,39*1059,7 Н=413,2 Н
Определяем суммарные осевые нагрузки F_аВ

-S_В+ S_А+ F_a=-413,2+907,4+1010>0

F_а= S_А+ F_а=907,4+ 1010 = 1917,4 Н

Определяем требуемое значение статической грузоподьемности (С_тр)

С_тр=(Х*V* F_R + Y* F_а)*K_σ*К_т*(6*10^-5*n*L_h)^1/α (стр. 212, [2])

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V- коэффициент вращения;

Кσ – коэффициент безопасности;

К_Т – температурный коэффициент;

n – частота вращения мин ^–1;

L_h – долговечность подшипника, ч;

α – величина, зависящая от формы кривой контактной усталости

Принимаем Кσ=1 (для спокойных нагрузок), К_Т=1, L_h=1*10⁴ ч, V=1, α=10/3

Определяем Y, Х

F_а/( V* F_R)= 1917,4/(1*2326,7)=0,82>e

Х=0,46, Y=1,5

Определяем статическую грузоподъемность подшипника опоры А (С_трА)

С_тр=(1*1*2326,7 +1,5* 1917,4)*1*1*(6*10^-5*965*1*10⁴)^3/10=33,2*10³ < 34,3*10³Н

2. 
   Промежуточный вал
   

2. 
   Для промежуточного вала приняты шариковые радиально-упорные подшипники (ГОСТ 831-75) серии 36308
   

Определяем суммарные радиальные нагрузки на опоры А (F_RА) и В (F_RВ)

F_R=

F_RА= =111,7 Н

F_RВ= =2523,7 Н

Дальнейший расчет ведем по опоре В

Определим осевые составляющие реакций в подшипниках от действия радиальных сил (S)

S=e*F_R (стр. 214, [2])

S_А=0,37*111,7 Н=41,3 Н

S_В=0,37*2523,7 Н=933,8 Н

Определяем суммарную осевую нагрузку F_аВ

-S_В+ S_А+ F_a^т- F_a^б =-933,8+41,3-1010+1630<0

F_аВ= S_В=933,8 Н

Определяем требуемое значение статической грузоподьемности (С_тр)

С_тр=(Х*V* F_R + Y* F_а)*K_σ*К_т*(6*10^-5*n*L_h)^1/α (стр. 212, [2])

Принимаем Кσ=1 (для спокойных нагрузок), К_Т=1, L_h=1*10⁴ ч, V=1, α=10/3

Определяем Y, Х

F_а/( V* F_R)= 933,8/(1*2523,7)=0,37=e

Х=1 , Y=0

Определяем статическую грузоподъемность подшипника опоры А (С_трА)

С_тр=(1*1*2523,7 +0* 933,8)*1*1*(6*10^-5*271,8*1*10⁴)^3/10=13,7*10³ < 38,4*10³Н

2. 
   8.3 Расчет подшипников ведомого вала
   
3. 
   Для выходного вала приняты шариковые радиально-упорные подшипники (ГОСТ 831-75) серии 36312
   

Определяем суммарные радиальные нагрузки на опоры А (F_RА) и В (F_RВ)

F_R=

F_RА= =2481,6 Н

F_RВ= =4879,8 Н

Дальнейший расчет ведем по опоре В

Определим осевые составляющие реакций в подшипниках от действия радиальных сил (S)

S=e*F_R (стр. 214, [2])

S_А=0,38*2481,6 Н=943 Н

S_В=0,38*4879,8 Н=1854,3 Н

Определяем суммарную осевую нагрузку F_аВ

-S_В+ S_А - F_a =-1854,3+943+1630>0

F_аВ= S_А+ F_а =943+1630=2573 Н

Определяем требуемое значение статической грузоподьемности (С_тр)

С_тр=(Х*V* F_R + Y* F_а)*K_σ*К_т*(6*10^-5*n*L_h)^1/α (стр. 212, [2])

Принимаем Кσ=1 (для спокойных нагрузок), К_Т=1, L_h=1*10⁴ ч, V=1, α=10/3

Определяем Y, Х

F_а/( V* F_R)= 2573/(1*4879,8)=0,53>e

Х=0,46 , Y=1,44

Определяем статическую грузоподъемность подшипника опоры А (С_трА)

С_тр=(0,46*1*4879,8 +1,44* 2573)*1*1*(6*10^-5*54,36*1*10⁴)^3/10=18,9*10³ < 77,3*10³Н

9. Выбор системы смазки и смазочных материалов
Смазка закрытых зубчатых зацеплений осуществляется из картера редуктора. Тип смазочного материала – масло И – 100 А , стр. 174, [2]. Для контроля уровня масла предусмотрен жезловой маслоуказатель, для слива – сливное отверстие с пробкой, для залива – смотровой лючок.

Определяем количество масла в картере ( V ).
V = (0,4…0,8)*N₁ ,где N₁ = мощность двигателя кВт.
V = (0,4…0,8)*7,5 = (3…6) л.
Смазка подшипников осуществляется аэрозолем масляного тумана, генерируемого при окунании в масло зубчатых колес

10 Заключение
Спроектирован привод ленточного конвейера с характеристиками:

Частота вращения выходного вала 54,36 об/мин (заданная частота вращения – 55 об/мин), мощность на выходном валу 6,0225 кВт (заданная мощность на выходном валу 6 кВт).

Литература.

1. 
   Курсовое проектирование деталей машин :
   

Учеб. пособие для техникумов / С.А. Чернавский, Г.М. Нукович.

/ - М : Машиностроение, 1980г.

2. 
   Детали машин : учеб. пособие для учащихся техникумов. – 2 - е изд./ Устюгов Н.Н. – М. : Высшая школа, 1981г.
   

3. 
   Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов : учеб. пособие/ – М. : Высшая школа, 1981г.
   

						001.003.000.ПЗ
Изм.	Кол.уч	Лист	№док	Подп.	Дата

лист