2.Розрахункова частина.
2.1 Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок.
2.1.1. Вибір електродвигуна:
2.1.1.1.Визначити
розрахункову потужність
електродвигуна :
=
,
кВт
(2.1.1)
[2]
=
=
5,74 кВт;
де
- загальний коефіцієнт корисної дії
(к.к.д.) приводу, який рівний добутку
к.к.д послідовно з’єднаних елементів
приводу
=
(2.1.2)
[2]
=0,97·0,995·0,98·0,995=0,94;
причому
:
=0,96…0,97
- к.к.д. пасової передачі;
= = 0,99…0,995 - к.к.д. пари підшипників кочення вхідного і вихідного валів;
=
0,97…0,98
– к.к.д. зубчастої передачі
2.1.1.2
Визначити загальне розрахункове
передатне число приводу u/
та потрібну розрахункову частоту
обертання електродвигуна
:
- загальне розрахункове передатне число приводу и при послідовному з’єднанні пасової і зубчастої передачі :
u/пр
= uзуб
uпас
(2.1.3)
[2]
u/пр=2 ˑ 4 = 8;
де: ипас = 2…4 - передатне число пасової передачі;
изуб = 2…6 - передатне число зубчастої передачі.
тобто, загальне передатне число приводу знаходиться в межах: и = 2…15.
2.1.1.3 Визначити частоту обертання двигуна:
=
n2
U
,об/хв. (2.1.4) [2]
= 190 8 =1520 об/хв.
де: n2 - частота обертання приводного валу, об/хв .
u /- загальне розрахункове передатне число.
2.1.1.4
За величиною розрахункової потужності
для
двигуна з розрахунковою частотою
з таб. 1.3 …1.5 (додаток1) підібрати тип
асинхронного електродвигуна. При цьому
необхідно врахувати, що розрахункова
потужність
повинна
бути не більшою від потужності Рд
вибраного
типу двигуна, а частота його обертання
може бути більшою або меншою в межах
10…15%.
Тип - 4A112M4У3
S% - 3,7;
=
2;
=1500
об/хв.
;
=5,5
кВт;
З урахуванням S - = 1444.5 об/хв.
=
2;
Uпас = 4;
2.1.1.5 Визначити загальне передаточне число приводу:
U=
(2.1.5) [2]
U=
=8;
Визначене загальне передатне число розподілити між передатними числами пасової ипас та зубчастої изуб передач. Передатне число зубчастої передачі вибрати із стандартного ряду передатних чисел изуб: 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,0; 2,24; 2,5; 2,8; 3,15; 3,55; 4,0; 4,5; 5,6; 6,3
2.1.2 Кінематичний і силовий розрахунок приводу:
При
розрахунку визначають потужність Р,
частоту
обертання п,
кутову
швидкість
і обертовий момент Т
на кожному валу приводу.
2.1.2.1 Визначити значення параметрів на валу двигуна:
- потужність Рд , кВт - визначається в п 2.1.1.4 ;
- частоту обертання пд , об/хв. - визначається в п. 2.1.1.4;
- кутову швидкість:
д
=
,
с-1
(2.1.6) [2]
д
=
= 159,09 с-1
;
- обертовий момент:
Тд
=
,
Нм
(2.1.7) [2]
Тд
=
=34,57 H
;
2.1.2.2. Визначити значення параметрів на вхідному валу 1 зубчастої передачі:
- потужність :
Р1
=
Рд
,
кВт
(2.1.8) [2]
P1
= 5,5
= 5,3 кВт;
- частоту обертання:
п1
=
,
об/хв
(2.1.9) [2]
n1
=
= 380 об/хв.
- кутову швидкість:
1
=
,
с-1
(2.1.10) [2]
1
=
= 39,77 с-1
- обертовий момент:
Т1
=
,
Н
м
(2.1.11) [2]
T1
=
= 133,26 H
;
2.1.2.3 Визначити значення параметрів на вихідному валу 2 зубчастої передачі:
- потужність:
Р2
=
Р1
,
кВт (2.1.12)
[2]
P2 = 5,3 0,995 0,98 = 5,16 кВт;
- частоту обертання:
п2
=
,
об/хв
(2.1.13) [2]
n2
=
= 190 об/хв;
- кутову швидкість:
2=
,
с-1
(2.1.14) [2]
2
=
19,88 с-1
;
- обертовий момент:
Т2
=
,
Нм
(2.1.15) [2]
T2
=
= 259,55 H
;
Отримані результати занести у таблицю 1.
Таблиця 1 Результати кінематичного і силового розрахунків приводу
Показники |
Вал |
||
двигуна |
1 |
2 |
|
Частота обертання п, об/хв. |
1520 |
380 |
190 |
Кутова швидкість , с-1 |
159,09 |
39,77 |
19,88 |
Потужність Р, кВт |
5,5 |
5,3 |
5,16 |
Обертовий момент Т, Нм |
34,57 |
133,26 |
259,55 |
2.2
Передачі гибкої в´язі
2.2.1 Розрахунок пласкопасової передачі
Розрахувати пласкопасову передачу, яка розташована між електродвигуном та редуктором; Р 2 =5,16 кВт , електродвигун 4А112М4У3 з Рдв =5,5 кВт, синхронна частота обертання nс = 1500 об/ хв, сковзання s = 3,7 %, Тп/Тн = 2; uпас = 4;
№ п/п |
Визначаємий параметр |
Чисельне значення |
1 |
2 |
3 |
1
|
Діаметр ведучого шківа, мм
|
=6 приймаю d1=200 мм (таб.2.2.2 додаток 1 ) |
2 |
Діаметр веденого шківа, мм
|
=200·4(1- 0,01)=792 мм; приймаю d2=800 мм (таб.2.2 додаток 1 ) |
3 |
Швидкість пасу, м/с
υ
=
|
υ
=
|
4
|
Міжосьова відстань, мм а = 2( + ) |
а = 2(200+800)= 2000 мм |
5
|
Кут обхвату малого шківа
|
i=
180-60
|
6 |
Довжина паса, мм L=2a+0,5
|
L=2
2000+0.5
3,14(200+800)+ Принимаю L = 6000 мм
|
7 |
Перевірка довговічності паса: Число
пробігів λ= |
λ=
|
8 |
Окружна сила, Н Ft= |
Ft=
|
9
|
З
таблиці 2.2.1 (додаток1) пас - Б800 з числом
прокладок z=3, |
0,025 Умови виконано. |
10 |
Коефіцієнт кута обхвату
|
=0,96 |
11 |
Коефіцієнт,
що
враховує
вплив
швидкості
пасу
,
|
= 1,0 |
12 |
Коефіцієнт режиму роботи
|
Для передачі до стрічкового конвеєру при постійному навантаженні =1,0 |
13 |
Коефіцієнт,
що враховує кут нахилу лінії центру
передачі, θ ≤ 600 то Сθ =1, при θ 600 то Сθ = 0,9, при θ 800 то Сθ = 0,8 |
При нахилі до 60 приймаю = 1 |
14 |
Допустиме робоче навантаження на 1 мм ширини прокладки, Н/мм [p]= |
[p]=3 0,96=2,88 H/мм |
15
|
Ширина пасу, мм b z- кількість прокладок (таб. 2.2.5 додаток 1) |
b по таблиці 2.2.4 (додаток 1) приймаю b=50 мм. |
16 |
Визначити ширину шківа В = 1,1b + 10 |
В = 1,1 50 + 10 = 65 по таблиці 2.2.4 (додаток 1) приймаю В=63 мм. |
17 |
Попередній натяг пасу, Н
g0 = 2,0…2,25н/мм – сила попереднього натяжінні |
=2 50 4,5=450 H |
18 |
Навантаження на вали передачі, Н
|
=3·450·sin |
=6
=195,45 мм;
=d1u
(1-ε); 
;
= 15,1
м/c
i=
180-60
[
= 1500
=162
(
+
)+
В
більшості випадків резинотканеві
паси випускають му рулонах, тому для
зшивання кінців довжину паса збільшують
до розрахункової на 100…400мм. Додати
на зшивання пасу цю довжину з урахуванням
способу з’єднання кінців пасу.
Загальну довжину уточнити після
розрахунку. 
5615
мм
[П] = 5 c-1
;
;
=364,2
H
=1,5
мм, р0=
3 H/мм. Перевіряємо виконання умови
z=1,5
3=4,5мм;
=0,025
200=5
мм.
=1-
0,003(1-
1);
=1,04-0,0004
;
-
по таблиці 2.2.3 додаток 1
;
=42,15
мм;
=g0bz
=3
sin
;
=1323
H ;
1 |
Тип ремня - |
6 |
ai=162 |
2 |
a = 2000 |
7 |
λ = 2,51 |
3 |
|
8 |
d1=200 |
4 |
B=50 |
9 |
d2=800 |
5 |
L=6000 |
10 |
= 450 |
4,5
2.3.1.
Вибір матеріалів коліс передачі .
Таблиця 1 Матеріал, обробка і твердість шестерні та колеса
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
Матеріал |
Ст 45 |
Ст 45 |
Обробка |
Покращення |
Покращення |
Твердість (за Бринелем або Роквелом) |
280НВ |
250НВ |
2.3.2. Допустимі напруження для розрахунку зубчастої передачі
2.3.2.1. Визначити допустимі контактні напруження.
,
(2.3.2.1.1) [2]
де:
-
- розрахункова границя контактної
витривалості поверхонь зубців колеса;
(таб. 2.3.2 додаток 1)
Шестерня: 1 = 2ННВ + 70 = 2·280 + 70 = 630 МПа
Колесо: 2 2ННВ + 70 = 2·250 + 70 = 570 МПа
ZR - коефіцієнт, що враховує шорсткість спряжених поверхонь зубців (беруть для колеса з шорсткішою поверхнею);
ZR = 0,95 (метод реком. КП п. 2.3.2.1.)
SH = 1,1 (метод реком. КП п. 2.3.2.1.)
Шестерня:
[
]н1
=
= 544МПа
Колесо:
[
]н2
=
= 492МПа
За розрахункове приймаю : [ ]н2 = 492МПа
2.3.2.3. Визначити допустимі напруження при розрахунках зубців на витривалість при згині.
,
(2.3.2.1.4) [2]
де:
-
границя витривалості зубців при згині;
= 1,8 ННВ
Шестерня: 1 = 1,8 * 280 = 504 МПа
Колесо: 2 = 1,8 * 250 = 450 МПа
Шестерня:
[
]F1
=
= 336 МПа
Колесо:
[
]F2
=
= 300 Мпа
=
1,5 (метод. реком КП п. 2.3.2.3)
2.3.3 Проектний розрахунок зубчастої передачі
Проектний розрахунок виконується для попереднього визначення орієнтовних розмірів передачі і не може замінити виконання перевірних розрахунків, які є основними.
Вихідними даними для проектного розрахунку є:
а) Т1 = 133,26 Н м;
б) изуб= 2;
в) вид передачі - прямозуба;
г) матеріал – ст. 45 ;
д) [ ]н = 492МПа
2.3.3.1. Визначити розрахункове значення мінімальної міжосьової відстані передачі.
.
( 2.3.3.1.1) [2]
де: Ψba – коефіцієнт ширини вінця зубчатого колеса;
Ка - коефіцієнт залежності від поверхневої твердості зубців шестерні та колеса
Приймаю: ψ ba = 0,2; Ka=495 – метод. рек. КП п. 2.3.3.1
Визначити
:
(
2.3.3.1.2) [2]
= 0,5 0,2 (2 +1) = 0,3;
KHβ,
= 1,04 - табл.2.3.5.
=
495 (2+1)
= 133,6 мм
Приймаю = 140 мм
2.3.3.2. Визначити число зубців шестерні z1 та колеса z2.
Приймаю z1=20.
Визначаю :
z2= Uзуб z1 (2.3.3.2.1) [2]
z2= 2 20 = 40;
Приймаю z2 = 40;
2.3.3.3. Визначити фактичне передаточне число зубчастої передачі (з точністю до 0,01)
,
(2.3.3.3.1) [2]
uзубф = 80/20 = 4
Розрахувати
відхилення
uзуб
від
прийнятого раніше значення uзуб:
uзуб
=( uзубф
– uзуб
/ uзуб)100%
- допустиме відхилення
4 % (2.3.3.3.2)
[2]
uзуб = 0 %
2.3.3.4 Визначити розрахункове значення нормального модуля зубців
(2.3.3.4.1)
[2]
mn=
= 4,6 ;
Приймаю mn= 5;
При
прямозубої передачі
=0о.
, тому
= m/.
2.3.3.5 Визначити попередні значення основних параметрів зубчастої передачі :
а) ділильні діаметри шестерні і колеса:
,
(2.3.3.5.1) [2]
d1=
= 100 мм
;
(2.3.3.5.2) [2]
d2=
= 200 мм
Уточнюю
aw=
=
=
150 мм;
б) ширина вінців коліс
,
мм (2.3.3.5.3) [2]
b2 = 0,2 150 = 30 мм
(2.3.3.5.4)
[2]
b1 = 30+ 2 = 32 мм
в) діаметри вершин зубців
da1=d1+2m, мм (2.3.3.5.5.) [2]
da1=100+2 5 = 110 мм
da2=d2+2m, мм (2.3.3.5.6.) [2]
da2 = 200 + 2 5 = 210 мм
г) діаметри впадин зубців
df1=d1-2,5m, мм (2.3.3.5.7.) [2]
df1=80 - 2,5 5 =90 мм
df2=d2 - 2,5m, мм (2.3.3.5.8.) [2]
df2=320 - 2,5 5 =87,5мм
д) розмірів зубців коліс та розмірів вінців пари зубчастих коліс.
Таблиця 2 Розміри елементів зубців
Елементи зубця, мм |
Колесо прямозубе |
|
формула |
значення |
|
Висота:
|
ha=m hf=1,25m h=ha+hf=2,25m |
ha=5 hf=6,25 h=11.25 |
Радіальний зазор |
c=0,25m |
c=1,25 |
Радіус кривини перехідної кривої |
ρf=0,38m |
ρf=1,9 |
2.3.3.6
Визначити колову швидкість зубчастих
коліс
,
(м/с);
(2.3.3.6.1) [2]
1
= 39,77 с-1
– кутова швидкість (значення згідно п
2.1.
2.2.КП )
=
-3
= 1,98 м/с,
2.3.3.7 Визначити сили в зачепленні коліс:
- колова сила в зачепленні коліс
,
Н
(2.3.3.7.1)
[2]
Ft
=
1000
= 2665,2 Н
- радіальна сила в зачепленні колес
,
Н (2.3.3.7.2) [2]
Fr
= 2665,2
= 959,47 Н
2.4
Розрахунок ведучого валу.
2.4.1Визначити конструктивні розміри ведучого валу.
діаметр вихідного кінця валу:
dв1
,
мм
dв1
=
=
35,6
мм
Приймаю dв1 = 36 мм
Для визначення довжини lв1 попередньо приймаю шпонку під шків пасової передачі:
b = 10 мм; h = 8 мм; t2 =3.3 мм
Визначаю довжину шпонки:
робочу –
l0
= 15,7
мм
загальна – l= l0 +b = 15,7 + 10 = 25,7 мм
Приймаю 28 мм
Приймаю lв1 = 60мм ( ГОСТ 12080-66)
діаметр для встановлення підшипників кочення:
dп1 = 1,1 dв1 = 36 1,1 = 39,6 мм
Приймаю – dп1 = 40 мм
Для визначення довжини lп1 попередньо приймаю підшипник :
Типорозмір – 208 (серія легка)
d – 40 мм
D – 80 мм
B – 18 мм
Cr – 23.1 кН
Cro – 15.8 кН
lп1 = В + 10…15 = 18 + 10 = 28 мм
Приймаю lп1 = 28 мм
діаметр
для встановлення шестерні -
dш:
dш
= dп1
+ 3,2 rmax
= 40 + 3.2
2.5
= 48 мм;
Приймаю dш = 48 мм
lш = b1 = 32 мм;
відстань між опорами вала:
2a
= b
+ 2c
+2
,мм;
2а = 32 + 2 15 + 18 = 80 мм;
загальна довжина вала:
Lв = lв +2lп + lш ;
Lв = 60 + 2 28 + 32 = 148 мм;
2.4.2 Перевірочний розрахунок ведучого валу.
Вихідні дані:
Ft = 2665,2 Н
Fr = 959,47 Н
2.4.2.1 Визначити опорні реакції.
Для вказаної розрахункової схеми радіальні реакції опор вала від вищеназваних сил рівні.
Rx1
= Rx3
=
,
Н
Ry1
= Ry3
=
,
Н
Rx1
= Rx3
=
Ry1
= Ry3
=
=
479,7 Н
2.5 Визначити згинальні моменти по площині.
Мх1 = Мх3 =0
Мх2
=
2a,
Н
м
Мх2
=
80 = 53304Н
м
Мy1 = Мy3 =0
Мy2
=
2а,
Н
м
Мy2
=
=
19188 Н
м
2.6. Визначити максимальне рідіальне навантаження.
Rmах
=
Rx12
+
Н
Rmах
=
1332,62
+
Н
2.7 Визначити максимальний згинальний момент.
Мmax
=
+
,
Н
м
Мmax
=
+
= 56652,4 Н
м
2.5 Розрахунок веденого валу.
2.5.1
Визначити конструктивні розміри
веденого валу.
діаметр вихідного кінця валу:
dв2
,
мм
dв2
=
=
44,5
мм
Приймаю dв2 = 45 мм
Для визначення довжини lв2 попередньо приймаю шпонку :
b = 14 мм; h = 9 мм; t1 =5,5 мм
Визначаю довжину шпонки:
робочу –
l0
= 32,95
мм
загальна – l= l0 +b = 32,95 + 14 = 46,95 мм
приймаю l = 50 мм
Приймаю lв2 = 60 мм
діаметр для встановлення підшипників кочення:
dп1
= 1,1
dв2
= 1,1
= 49,5
мм
Приймаю – dп2 = 55 мм
Для визначення довжини lп2 попередньо приймаю підшипник:
типорозмір – 311 (серія cередня)
d – 55 мм
D – 120 мм
B – 29 мм
Cr – 54,9 кН
Cro – 41,8 кН
lп1 = В + 10…15 = 29 + 10 = 39 мм
Приймаю lп1 = 40 мм
діаметр для встановлення колеса - dк:
dк = dп2 + 3,2 rmax = 55 + 3.2 3 = 64,6 мм приймаю dк = 67 мм
Для
визначення довжини lк
попередньо приймаю шпонку:
b = 20 мм; h = 12 мм; t1 =7,5 мм
Визначаю довжину шпонки:
робочу –
l0
= 17,21
мм
загальна – l= l0 +b = 17,21 + 20 = 37,21 мм
приймаю l = 40 мм
Приймаю lк = 45 мм
Визначити конструктивні розміри зубчастого колеса:
- товщина ободка
,
мм;
0
= 3
5
= 15
мм
- колесо виготовляється з поковки. Конструкція дискова. Товщина диска
.
е =0,3 30 = 9 мм
Приймаю е = 10 мм
Відстань між опорами вала:
2a = b + 2c +2 ,мм
2а = 32 + 2 15 + 29 = 91 мм
загальна довжина вала:
Lв = lв +2lп + lш = 60 + 2 40 + 32 = 172 мм
2.5.2 Вибір муфти
Для подальшого забезпечення працездатності проектуємого приводу приймаю згідно ДСТУ 2128 – 93 (ГОСТ 21424 – 75) (додаток 1) упругу втулочно – пальцеву, з урахування конструктивних розмірів та обертального
моменту,
частоти обертання веденого валу:
Т2 = 259,55 Нм
n2 = 190 об/хв
dв2 = 45 мм
обираю муфту з d = мм, Т = Нм, тип –, D = мм, L = мм.
2.5.3 Перевірочний розрахунок ведучого валу.
Вихідні дані: Ft = 2665,2 Н
Fr = 959,47 Н
2.5.3.1 Визначити опорні реакції.
Для вказаної розрахункової схеми радіальні реакції опор вала від вищеназваних сил рівні.
Rx1 = Rx3 = , Н
Ry1 = Ry3 = , Н
Rx1 = Rx3 =
Ry1
= Ry3
=
=
479,7Н
2.5.3.2Визначити згинальні моменти по площині.
Мх1 = Мх3 =0
Мх2
=
2a,
Н
м
Мх2 = 91 = 60633,3 Н м
Мy1 = Мy3 =0
Мy2 = 2а, Н м
Мy2 = 91 = 21826,35 Н м
2.5.3.3Визначити максимальне рідіальне навантаження.
Rmах = Rx12 + Н
Rmах = 1332,62 + Н
2.5.3.4.Визначити максимальний згинальний момент.
Мmax = + , Н м
Мmax
=
+
= 64442,1 Н
м
2.6. Підбір та перевірка підшипників валів на довговічність.
2.6.1.
Вибір підшипників валів.
Остаточно приймаю до проектування обрані попередньо підшипники у п.2.4 та 2.5 та провожу розрахунок їх статичної вантажності. Дані характеристик підшипників кочення занесені у таблицю 1.
Таблиця 1 Характеристики підщипників кочення ГОСТ 8338 - 75
Серія |
Умовне позначення підшипника |
Розміри (мм) |
Динамічна вантажність Сr, кН |
Статична вантажність Сr0, кН |
||
d |
D |
B |
||||
легка |
208 |
40 |
80 |
18 |
23,1 |
15,8 |
середня |
311 |
55 |
120 |
29 |
54,9 |
41,8 |
2.6.2 Розрахунок підшипників на довговічність.
Умова динамічної вантажності
Спотр≤Сr (2.6.1.1) [2]
Спотр
= Rmax
X
V
К
Кт
(6
10-6
n2
Lh)
(2.6.1.3)
[2]
Підшипник ведучого валу:
Спотр1
=
1
1
1
1
(6
10-6
380
15
103)0,33=
8,2 кН
23,1
Умова динамічної вантажності виконана,
Підшипник веденого валу:
Спотр2 = 1 1 1 1 (6 10-6 190 15 103)0,33= 3,6 кН 54,9
Умова динамічної вантажності виконана.
2.7.
Підбір та перевірочний розрахунок
шпонок.
Остаточно приймаю до проектування обрані попередньо шпонки у п.2.4 та 2.5 та провожу розрахунок їх міцності на зминання.
Дані характеристик шпонок занесені у таблицю 1
Таблиця 1 Характеристики шпонок призматичних ГОСТ 23360 – 78
Вал
|
Обертовий момент Т, Нм |
Діаметр вала d, мм |
Переріз шпонки |
Глибина пазів |
Довжина шпонки, мм |
|||
b, мм |
h, мм |
вала t1,мм |
отвору маточини шківа t2, мм |
|||||
ведучий |
133,26 |
36 |
10 |
8 |
5,0 |
3,3 |
60 |
|
ведений |
259,55 |
45 |
14 |
9 |
5,5 |
3,8 |
60 |
|
ведений |
259,55 |
67 |
20 |
12 |
7,5 |
4,9 |
45 |
|
Матеріал шпонок – сталь 45 нормалізована.
Напруга на зминання та умова міцності розраховується по формілі:
Примітка. T –глибина пазу (обирати t1 або t2,в залежності, яка шпонка розраховується)
Допустимі напруги зминання:
=
100…120 МПа – стальні ступиці;
= 50…70 МПа – чавунні ступиці.
2.7.1 Розрахунок умов міцності на зминання.
Ведучий вал.
Ведений вал.
Умова
для всіх прийнятих шпонок виконана.
2.8
Перевірочний розрахунок веденого валу
на витривалість.
2.8.1 Приймаю, що нормальне напруження від згинання змінюється псиметричному циклу , а дотичних від крутінню – по пульсуючому.
Перевірочний розрахунок складається у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s у небезпечних перетинах, та порівняння їх з допустимими значеннями [s] = 2,5…3. Міцність додержується при
s [s] (2.8.1.1) [2]
розрахунок проводиться для небезпечного перетину веденого валу по dк.
Згідно
матеріалу валу - сталь 45 приймаю межу
міцності -
= 780 МПа
2.8.2 Визначити межу витривалості при симетричних циклах згинання:
=
0,43
,
МПа (2.8.1.2) [2]
= 0,43 780 = 335,4 МПа
2.8.3.Визначити межу витривалості при симетричних циклах дотичних напружень:
=
0,58
(2.8.1.3) [2]
=
0,58
335,4 = 194,5
2.8.4.Визначити момент опору перерізу крутіння:
Wp
=
,
мм2
(2.8.1.4) [2]
Wp
=
= 59024,7 – 3962 = 55062,7 мм2
де:
Wp – полярний момент опору перерізу;
dк – діаметр ланки валу під колесо, мм;
t1 – глибина пазу під шпонку, мм;
b – ширина пазу під шпонку, мм.
2.8.5.Визначити момент опору перерізу згинанню:
Wх
=
,
мм2
(2.8.1.5) [2]
Wх
=
=
29512,4 – 3962 = 25550,4 мм2
2.8.6
Обираю коефіцієнт концентрації
напруження при:
нормальних напруженях – К = 1,8
дотичних
напруженнях – К
= 1,7
масшабні
коефіцієнти:
та
= 0,62
коефіцієнти
жорсткості поверхонь – ψ
та ψ
= 0,1
2.8.7. Визначити амплітуду і середнє напруження цикла дотичних напружень:
=
,
МПа (2.8.1.7) [2]
=
=
Мпа
2.8.8.
=
,
МПа (2.8.1.8) [2]
=
=
МПа
2.8.9. Визначити коефіцієнт запасу міцності за нормальним напруженням:
(2.8.1.9)
[2]
=
56,27
2.8.10. Визначити коефіцієнт запасу міцності при дотичних напруженнях:
(2.8.1.10)
[2]
=
29,1
2.8.11. Визначити сумарний коефіцієнт запасу міцності:
S=
(2.8.1.11)
[2]
S=
= 177,4
Висновок.
Умова міцності виконано – 177,4
2.9.
Вибір
основних розмірів корпусу.
Конструктивні розміри корпуса редуктора.
2.9.1 Визначити товщину стінок корпуса і кришки редуктора:
0,025
+ 1, мм (2.9.1) [2]
0,025 150 + 1 = 4,75 мм
Приймю 8 мм
1 = 0,02 + 1, мм (2.9.2) [2]
1 = 0,02 150 + 1 = 4 мм
2.9.2 Визначити товщину фланців поясів корпуса і кришки:
b = 1 ,5 , мм (2.9.3) [2]
b
= 1 ,5
= 12
мм
b1 = 1,5 1, мм (2.9.4) [2]
b1 = 1,5 4 = 6 мм
Приймаю b1 = 6 мм
2.9.3. Визначити товщину нижнього поясу:
b3 = 2.35 , мм (2.9.5) [2]
b3 = 2.35 = 18,8 мм
Приймаю b3 = 19 мм
2.9.4 Визначити діаметри болтів:
- під фундамент:
d1 = (0.03…0,036) + 12, мм (2.9.6) [2]
d1 = 0.033 150 + 12 = 16,9 мм
приймаю болти М16 ГОСТу 7798 – 70
- для кріплення кришки к корпусу у підшипника:
d2 = (0.7…0,75) d1, мм (2.9.7) [2]
d2 = 0.7 16,9 =11,83 мм
приймаю болти М12 ГОСТу 7798 – 70
- для кріплення кришки з корпусом:
d3 = 0,55 d1, мм (2.9.8) [2]
d3 = 0,55 16,9 = 9,29 мм
приймаю
болти М10 ГОСТу 7798 – 70
2.9.5. Габаритні розміри редуктора:
- довжина редуктора
Lр
= 2
+ 2X
+ 2
+ 5
d2
, мм
Lр = 2 150 + 2 15 + 2 + 5 11,83 = 405,15 мм
Приймаю Lр = 410 мм
Х = 15 мм
- ширина редуктора
Вр
= lв1
+ lв2
+2
d2
+2
+ b1
+ 2
y,
мм
Вр = 60 + 60 + 2 11,83 + 2 8 + 32 + 2 15 = 221,66 мм
Приймаю – Вр = 230 мм
b1 – ширина шестерні (п. 2.4)
y= 15
- висота редуктора
Нр
= da2
+b3
+ 2
+
,
мм
Нр = 210 + 19 + 2 8 + 28 = 273 мм
Приймаю – Нр = 280 мм
= 28
da2 – діаметр вершин зубців колеса (п. 2.3)
2.10. Вибір змазки зцеплення для підшипників.
Закриті зубчасті передачі редукторів змащують рідкими мінеральними і синтетичними мастилами.
Основне призначення змащування – зменшення сил тертя, підвищення стійкості проти спрацювання та заїдання і відведення теплоти із зони контакту зубців.
Вибір
типу мастила здійснюється залежно від
величини контактного напруження між
зубцями коліс
.
Чим більше
,
тим більшою повинна бути кінематична
в’язкість мастила
.
2.10.1 Визначити коефіцієнт К визначається:
,
(2.10.1) [2]
К
= 5
10-6
= 27,5 м2/с
де - v (м/с) колова швидкість зубчастих коліс.
При відомій потрібній в’язкості мастила вибираю марку мастила Індустріальне –И – 30А.
2.10.2Визначаю об`єм масляної ванни:
,
(2.10.2) [2]
Vм = (0,35…0,7) 5,5 = 1,925…3,85 л
Приймаю
Vм
= 3
.
2.10.3. Визначаємо допустимі рівні занурення зубчатих коліс:
,
(2.10.3) [2]
Т hм 0,25 200 = 50 мм
Підшипники змазати пластичним мастильним матеріалом, закладаючи його в підшипникові камери при монтажу.
Вибираю
солідол марки УС-2
ГОСТ (4366-76)