5.4.2 Вибирається типорозмір (позначення) підшипників

швидкохідний вал – 36308

тихохідний вал - 7208

5.4.3 Виписуються основні параметри підшипників.

Таблиця 5.5 Основні параметри підшипників

Вал	Позначення	Розміри мм					Вантажопідйомність кН
		d	D	В	T	c	Сr	Сor
Швидко хідний	36308	40	90	23	-	-	41,3	33,4
Тихохід ний	7208	40	80	-	20	16	42,4	32,7

5.5 Виконується ескізна компановка редуктора

5.5.1 Накреслити редукторну пару

В конструкції циліндричного колеса потрібно передбачити маточину з зовнішнім діаметром

d_м(d_ст)=(1,55…1,6)d=1,6∙40=64 мм (5.20)

і довжиною

l_м(l_ст)=(1,1…1,5)d =1,5∙40=60 мм (5.21)

де d =45 мм – діаметр третьої ступені вала

5.5.2 Контур стінок корпуса провести з зазором Х=8…10 мм для відвертання зачеплення поверхнею колеса, яке обертається, за внутрішню стінку корпуса, а також передбачити такий же зазор між підшипником і контуром стінки. Відстань між дном корпуса і поверхнею коліс прийняти У4Х.

5.5.3 Визначити відстань lБ і lТ між точками прикладення реакцій підшипників швидкохідного і тихохідного валів.

(5.20)

для конічних однорядних роликопідшипників

(5.21)

де d, D, T – геометричні розміри підшипників;

 - кут контакту;

е – коефіцієнт впливу осьового навантаження (дивись каталог на підшипник).

5.5.4 Визначення точки прикладення консольних сил

5.5.4.1 Силу тиску клинопасової передачі та сили зачеплення в відкритої зубчастої передачі прийняти прикладеними до середини вихідного кінця вала .

5.5.4.2. Сила тиску муфти прикладена між напівмуфтами, тому можна прийняти, що точка прикладення сили знаходиться в торцевій площині вихідного кінця вала.

6 РОЗРАХУНКОВА СХЕМА ТИХОХІДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА. ПОБУДОВА ЕПЮР ЗГИНАЮЧИХ І КРУТНИХ МОМЕНТІВ

6.1 Визначення консольної сили

від муфти

F_m=125T₂ =125 Н (6.1)

6.2 Розрахункова схема тихохідного вала для приводу:

- стрічкового конвеєра;

.

6.3 Визначення реакції в опорах вала в вертикальній площині

M_A = 0

+ - = 0 (6.4)

Н (6.5)

M_С = 0

(6.6)

Н (6.7)

Перевірка

F_y = 0

(6.8)

6.4 Визначення значення згинаючих моментів в поперечних перерізах вала

М_А = 0 (6.9)

М_В^лів = =1107,5∙0,043=47,6 Нм (6.10)

М_C = 0 Нм (6.11)

М_В^пр = = ─166,5∙0,043=-7,16 Нм (6.12)

6.5 Визначення реакції в опорах вала в горизонтальній площині

M_A = 0

=0 63

Н (6.14)

M_С = 0

65

Н (6.16)

Перевірка

F_x = 0

R_АГF_t-R_СГF_m= 0 1879,6-264,3-3425,9+1810,6 = 0 (6.17)

6.6 Визначення згинаючих моментів

М_А = 0 (6.18)

М_В = =1879,6∙0,043=80,8 Нм (6.19)

М_Д = 0 Нм (6.20)

М_с = = -1810,6∙0,083=-150,3 Нм (6.21)

6.7 Визначення опорних реакцій

Опора А

H (6.22)

Опора С

H (6.23)

6.8 Визначення сумарного згинаючого моменту в перерізі вала під колесом

Н∙м (6.24)

7 ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ

7.1 Обчислення відношення

, де =

7.2 Обчислити відношення

=662/32700=0,020

7.3 За відношенням користуючись таблицею 2 інтерполяцією знайти коефіцієнт впливу осьового навантаження е та коефіцієнт осьового навантаження У

Таблиця 7.1 – Значення коефіцієнтів е та У для кулькових радіальних однорядних підшипників

	0,014	0,028	0,056	0,084	0,11	0,17	0,28	0,42	0,56
е	0,19	0,22	0,26	0,28	0,30	0,34	0,38	0,42	0,44
У	2,3	1,99	1,71	1,55	1,45	1,31	1,15	1,04	1,00

7.4 Порівняти відношення з коефіцієнтом впливу осьового навантаження е і вибрати формулу для визначення еквівалентного навантаження та обчислити його.

=1∙3429,9∙1,2∙1=4115,88 , якщо <e (7.2)

де Х =0,56 – коефіцієнт радіального навантаження;

V=1 – при обертанні внутрішнього кільця підшипника;

= - радіальне навантаження на підшипник;

= - осьове навантаження на підшипник;

K_ =1,2 - коефіцієнт безпеки;

К_Т =1 при t < 100⁰C - температурний коефіцієнт.

7.5 Обчислити динамічну вантажопідйомність

де ₂ - кутова швидкість тихохідного вала

7.5 Перевірити придатність підшипника по динамічній вантажопідйомності

15761 ≤42400 (7.4)

7.6 Зробити висновок.

Умова виконується

7.7 Обчислити розрахункову довговічність

(7.5)

7.8 Перевірити придатність підшипника по довговічності

194683≥ 15000 (7.6)

7.9 Зробити висновок.

Умова виконується

8 КОНСТРУКТИВНА КОМПАНОВКА ПРИВОДА

8.1 Конструювання зубчастого колеса

Рисунок 8.1 Конструкція зубчастого колеса

Таблиця 8.1 Конструкція зубчастих коліс, мм

Елемент колеса	Параметр	Значення	Прийнято
Обод	Діаметр	Da (за розрахунком)	159
	Товщина	S=2,2m+0,05b2	6
	Ширина	b2 (за розрахунком)	32
Маточина	Діаметр внутрішній	d=d3 (за розрахунком)	40
	Діаметр зовнішній	Стальна dмт=1,55d	62
	Товщина	=0,3d	12
	Довжина	lмт= (1,0…1,5)d	60
Диск	Товщина	C=0,5(S+мт)0,25b2	9>8
	Радіуси закруглення та нахил	R6; 7	-
	Отвори	do25мм; no= 4…6	-

8.4 Конструювання корпусу редуктора.

Дивись рекомендації 10.5 с.224-244 [1].

Товщина стінок корпуса редуктора та ребер жорсткості приймаються однаковими:

=1,12 , (10.1)

де Т₂ , Нм–обертаючий момент на тихохідному валу.

8.5 Мащення. Мастильні пристрої

8.5.1 Вибрати спосіб мащення

Для редукторів загального призначення використовують безперервне мащення оливою картерним непроточним способом (занурюванням). Цей спосіб використовують для зубчатих передач при колових швидкостях від 0,3 до 12,5 м/с.

8.5.2 Вибрати сорт оливи

Вибрано мастило І-Г-С-100

де І — індустріальне;

С - олива з антиокісними, антикорозійними та протизносними присадками;

А — олива без присадок;

100 — клас кінематичної в’язкості..

[1, табл.8.1]

8.5.3 Обчислити об’єм мастильної ванни

Для одноступеневих редукторів обєм мастильної ванни розраховують виходячи з того, що на 1 кВт потужності потрібно 0,4…0,8 оливи. Менші значення приймають для крупних редукторів.

8.5.4 Обчислити необхідний рівень оливи

В циліндричних редукторах при занурюванні в оливу колеса

m  h_m  0,25d₂, 2≤20≤39,75 (10.2)

де m - модуль зачеплення;

При нижньому розміщенні шестерні

h_m=(0,1…0,5)d₁=0,5∙40=20 (10.3)

при цьому

h_min=2,2m=2,2∙2=4,4 (10.4)

Бажано, щоб рівень оливи проходив через центр нижнього тіла кочення підшипника.

При нижньому розміщенні шестерні і високій частоті обертання для зменшення тепловиділення і втрат потужності рівень оливи зменшують так, щоб вивести шестерню з мастильної ванни. В такому випадку установлюють розбризкувачі.

9 ПЕРЕВІРОЧНІ РОЗРАХУНКИ

9. 1 Вибір і перевірка на міцність шпонок

9.1.1 Вибрати розміри шпонок для вихідних кінців валів редуктора та під зубчасте колесо тихохідного вала.

Вибір провести згідно таблиці 9.1

Рисунок 9.1 Шпонкове з’єднання призматичними шпонками

Вихідний кінець швидкохідного вала прийнято шпонку 10х8х28 ГОСТ 23360-78

Вихідний кінець тихохідного вала прийнято шпонку 10х8х28 ГОСТ 23360-78

Під зубчасте колесо прийнято шпонку 12х8х32 ГОСТ 23360-78, у якої глибина паза вала t₁=5 мм

1, табл. 9.1

9.1.2 Перевірити на зминання шпонку тихохідного вала під колесом

Умова міцності

МПа (9.1)

де F_t –колова сила на колесі Н;

А_зм –площа зминання, мм

, (9.2)

мм - робоча довжина шпонки (9.3)

l – повна довжина шпонки;

b,h,t₁ –стандартні розміри шпонки

Для маточини зі сталі і спокійному навантаженні _зм =190 МПа;

20,2 МПа190 МПа

Умова міцності виконується

9.2 Перевірочний розрахунок тихохідного вала.

9.2.1 Намітити небезпечний переріз вала

Вали в проектуємих редукторах мають два небезпечні перерізи: одне - на 3-ій ступені під колесом, друге – на 2-ій ступені під підшипником опори, яка суміжна з консольним навантаженням. Розрахунок проводимо для перерізу на 3-ій ступені під колесом.

9.2.2 Визначення джерела концентрації напружень в небезпечному перерізі тихохідного вала

Концентрацію напружень на 3-ої ступені визначають для тихохідних валів – посадка колеса з натягом та шпонковий паз.

9.2.3 Визначення напруження в небезпечному перерізі вала

9.2.3.1 Визначення нормального напруження згинання

МПа, (9.4)

де М-сумарний згинаючий момент в перерізі під колесом, Нм (Визначається в розділі 6. Формула (6.24);

- осьовий момент опору переріза вала

мм³ (9.5)

9.2.3.2 Визначення дотичного напруження

МПа (9.6)

де М_к – крутний момент на тихохідному валу (Т₂), Нм;

W_рнетто –полярний момент інерції опору переріза вала

мм³ (9.7)

9.2.4 Визначення коефіцієнту концентрації нормальних напружень для розрахункового переріза вала

(9.8)

де К_ - ефективний коефіцієнт концентрації напружень, який залежить від розмірів перерізу, механічних характеристик матеріалу і вибираються за таблицею 9.2;

К_d – коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу (таблиця 9.3);

К_F – коефіцієнт впливу шорсткості (таблиця 9.4);

9.2.5 Визначення коефіцієнту концентрації дотичних напружень для розрахункового переріза вала

(9.9)

де К_ - ефективний коефіцієнт концентрації напружень, який залежить від розмірів перерізу, механічних характеристик матеріалу і вибираються за таблицею 9.2;

К_d – коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу (таблиця 9.3);

К_F – коефіцієнт впливу шорсткості (таблиця 9.4);

9.2.6 Визначення границі витривалості в розрахунковому перерізі вала

МПа (9.10)

МПа (9.11)

де _ - границя витривалості гладких зразків при симетричному циклі згинання, МПа (Визначається за табл.3.2)

_ - границя витривалості гладких зразків при симетричному циклі кручення, МПа

_=0,58∙_=0,58∙260=150,8 (9.12)

9.2.7 Визначення коефіцієнту запасу міцності за нормальними та дотичними напруженнями

(9.13)

(9.14)

9.2.8 Визначення загального коефіцієнту запасу міцності в небезпечному перерізі вала

(9.15)

9.2.9 Перевірка виконання умови

4,6≥2 (9.16)

Прийняти S=2

9.2.10 Зробити висновок

Умова виконується

10 CКЛАДАННЯ РЕДУКТОРА

Перед збиранням внутрішня порожнина корпуса ретельно очищається і покривається маслостійкою фарбою. Складання редуктора проводиться у відповідності з кресленням загального виду. Починається з того, що на ведений вал надягається шпонка і надівається до упора зубчасте колесо, потім надівається упорна шайба, мастилоутримуючі кільця і кулькові підшипники, попередньо нагріті до 80–100 С Зібрані вали встановлюється в корпус. Встановлюється кришка. Поверхні стику кришки і корпуса попередньо покриваються спиртовим лаком. Затягуються болти кріплення кришки

Регулювання підшипників прводиться набором тонких металевих прокладок, що встановлюються під фланці кришок підшипників.

Встановлюються кришки підшипників з комплектом прокладок. Перед встановленням наскрізних кришок в проточки закладаються войлочні ущільнення, що пропитуються гарячим маслом. Перевіряється прокручування валів, відсутність заклинювання підшипників, закріплюється кришка з болтами.

Загвинчується пробка мастилоспускного отвору. Заливається в редуктор масло і закривається контрольна пробка.

Зібраний редуктор обкатується і випробовується на стенді.

СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ

1.Електронний варіант методичних вказівок до курсового проекту з предмету «Деталі машин» для студентів спеціальності 5.05050204 «Експлуатація та ремонт підйомно-транспортних, будівельних і дорожніх машин і обладнання» Укладач Іщук Т. А. 2015

2. www.vk.com Детали машин ЖАДК НТУ

3. А.Е. Шейнблит Курсовое проектирование деталей машин, 2-е переработанное и дополн., Калининград, Янтарный сказ, 2002, 454с.

4. Малащенко В.О., Янків В.В. Деталі машин Курсове проектування, Львів, «Новий світ», 2004, 232с.

5 ГОСТ 23360-78 Шпонкові з’єднання з призматичними шпонками

6. ГОСТ 8338 -75 Підшипники кулькові радіальні однорядні.

7. ГОСТ 6636 -69 Нормальні лінійні розміри.