Файл: Кинематическая схема машинного агрегата.doc

С_тр = 1994(573·45,0·15000/10⁶)^1/3 = 14528 Н < C = 19,5 кН

Расчетная долговечность подшипников



больше ресурса работы привода, равного 15000 часов.

9.2 Тихоходный вал

Отношение F_a/C_o = 228/17,810³ = 0,013  е = 0,19 [1c. 143]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.

Отношение F_a/D =228/2341= 0,10 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка


Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 3043(573·9,0·15000·10⁶)^1/3 = 12966 Н < C = 32,0 кН

Расчетная долговечность подшипников



больше ресурса работы привода, равного 15000 часов.

---

10 Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·50 = 78 мм.

Длина ступицы:



принимаем

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,21,5+0,05·50 =5,8 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b₂ = 0,25·50 = 12,5 мм

принимаем С = 12 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Размеры шестерни: d_а1 = 45,42 мм, b₁ = 54 мм, β = 9,01°.
Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙1,5 = 0,75 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

 = 0,025а_т + 1 = 0,025·125 + 1 = 4,1 мм принимаем  = 8 мм

---

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·125 + 12 = 17,8 мм

принимаем болты М20;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.

10.6 Конструирование элементов открытых передач /1 с.230/

Ведущий шкив.

Диаметр шкива d₁ = 80 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ + 2t = 80 + 2∙2,5 = 85 мм

Ширина шкива B = (z – 1)p + 2f = (2 – 1)12 + 2∙8 = 28 мм

Толщина обода δ = (1,1…1,3)е = (1,1…1,3)15 = 16,5…19,6 мм

принимаем δ=18 мм

Толщина диска С = (1,2…1,3)δ = (1,2…1,3)18 = 22…23,4 мм

принимаем С = 22 мм.

Диаметр ступицы внутренний d = d_дв = 28 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙28 = 44,8 мм

принимаем d_ст = 45 мм

Длина ступицы l_ст = l_дв = 80 мм.

Ведомый шкив.

Диаметр шкива d₁ = 175 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ + 2t = 175 + 2∙2,5 = 180 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 25 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙25 = 40 мм

принимаем d_ст = 40 мм

Длина ступицы l_ст = l₁ = 30 мм.

10.7 Выбор муфты /1 с.236/

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применяется цепная муфта по ГОСТ 20742-81 с допускаемым передаваемым моментом [T] =1000 Н·м.

Цепь ПР-38,1-8850

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,30·164,4 = 214 Н·м < [T]

где k = 1,3– коэффициент режима нагрузки для ленточных конвейеров.

Условие выполняется

10.8 Смазывание. /1 с.240/

Смазка зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,53  1,0 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 0,93 м/с и контактном напряжении σ_в=376 МПа   =28·10^-6 м²/с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68
Смазка подшипниковых узлов.

Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.

---

11 Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок /1 с.251/

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности



где h – высота шпонки; t₁ – глубина паза; l – длина шпонки; b – ширина шпонки.
Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8×7×30.

Материал шкива – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 50 МПа.



Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 14×9×50. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 100 МПа.



Шпонка на выходном конце вала: 10×8×50. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 100 МПа.



Во всех случаях условие σ_см < [σ]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5C_x = 0,5∙2294 =1147 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σ_в = 500 МПа, предел текучести σ_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[σ] = 0,25σ_т = 0,25∙300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 – х) + х]F_в = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]1147 = 1548 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = πd_p²/4 = π(d₂ – 0,94p)²/4 = π(12 – 0,94∙1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

σ_экв = 1,3F

---

_p/A = 1,3∙1548/84 = 24 МПа < [σ] = 75 МПа

11.3 Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

• 
  при изгибе _-1  0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;
  
• 
  при кручении _-1  0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.
  

Суммарный изгибающий момент

М_и = (М_х²+М_Y²)^0,5 = (40,8²+51,1²)^0,5 = 65,4 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π30³/32 = 2,65·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·2,65·10³ = 5,30·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 65,4·10³/2,65·10³ = 24,7 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/(2W_p) = 34,0·10³/(2·5,30·10³) =3,2 МПа

Коэффициенты:

k_σ/_σ = 3,2; k_/_ = 0,6 k_σ/_σ + 0,4 = 0,6·3,2 + 0,4 = 2,32

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/_σ) = 335/(3,2·24,7) = 4,2

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_ = _-1/(k__v/_ + _ _m) = 195/(2,32·3,2 + 0,1·3,2) = 25,2

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_/(s_σ² + s_²)^0,5 = 4,2·25,2/(4,2² + 25,2²)^0,5 = 4,1 > [s] = 2,5

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент

М_и = 173 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π40³/32 = 6,3·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·6,3·10³ =12,6·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v

---