Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт

Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт

Содержание

1. Введение

2. Кинематический расчет

3. Расчёт цилиндрической передачи

3.1 Выбор материала и термообработки

3.2 Определение допускаемых напряжений

3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность

3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочность

3.3 Определение основных параметров передачи

3.4 Определение сил в зацеплении

3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность

3.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность

4. Предварительный расчёт валов

4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений

4.2 Предварительный расчёт быстроходного вала

4.3 Предварительный расчёт промежуточного вала

4.4 Предварительный расчёт тихоходного вала

5. Выбор муфт

6. Выбор подшипников

6.1. Выбор типа и типоразмера подшипника

6.2. Выбор схемы установки подшипников

6.3. Проверка долговечности подшипников тихоходного вала

6.3.1 Составление расчётной схемы и определение реакций в опорах

6.3.2 Проверка долговечности подшипников

7. Конструирование элементов цилиндрической передачи

8. Расчёт шпонок

9. Уточнённый расчёт валов

9.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

9.2. Проверка статической прочности вала

9.3. Проверка усталостной прочности тихоходного вала

10. Конструктивные элементы валов, допуски, посадки и шероховатости

11. Смазка редуктора

12. Конструирование крышек подшипников

13. Конструирование корпуса редуктора

14. Конструирование рамы

15. Сборка редуктора и монтаж привода

15.1 Сборка редуктора

15.2 Монтаж привода

Заключение

Список литературы

1. Введение

1.1 В данном проекте разрабатывается привод ленточного транспортёра. Транспортёр предназначен для перемещения отходов производства (древесная щепа).

1.2 Привод состоит из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт.

Электродвигатель в приводе создаёт вращающий момент и приводит редуктор в движение.

1.3 Редуктор представляет собой закрытую цилиндрическую передачу. В редукторе использованы прямозубые колёса, что упрощает изготовление деталей передачи.

Редуктор служит для уменьшения числа оборотов и увеличения вращающих моментов.

Для соединения выходных концов вала редуктора и барабана используются муфты.

Отметим, что при работе привода возможны сильные рывки.

Выпуск предусматривается крупносерийный.

1.4 Срок службы привода 6 лет, работа в три смены, коэффициент загрузки за смену 0,4. С учётом того, что в году 250 рабочих дней, а в одной рабочей смене 8 часов получим ресурс привода в часах:

L_h = 6 · 250 · 3 · 8 · 0,4 = 14400 часа.

2. Кинематический расчет

2.1 Определение требуемой мощности привода. Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и частоте вращения. Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определим требуемую мощность транспортёра:

Р_вых = F · v = 18 · 10³ · 0,65 = 11700 Вт = 11,7 кВт

2.2 Для определения требуемой мощности привода определим КПД привода. Для этого задаёмся, в соответствии с таблицей 1.1 [3], КПД отдельных элементов привода:

КПД подшипникового узлаη _nn =0.99

КПД цилиндрической передачиη_ц = 0.96

КПД муфты Общий КПДη_м = 0.98

Общий КПД привода:

η _nр = η_ц ² · η_м ² · η_п ³ = 0,98² ·0,96² ·0,99³ = 0,859

Требуемая мощность двигателя:

= 13,6 кВт

2.3 По таблице подбираем электродвигатели с мощностью большей или равной требуемой. Двигатели выбираем асинхронные, трёхфазные общепромышленного применения серии 4А. Двигатели этой серии предназначены для продолжительного режима работы, т.е. соответствуют режиму работы привода. Подходят четыре варианта электродвигателей серии 4А с номинальной мощностью кВт и различной частотой вращения. Данные по ним представлены в таблице 2.3.1.

Таблица 2.3.1

Для окончательного выбора типоразмера двигателя определим рекомендуемый интервал частот вращения вала электродвигателя, для чего определим необходимую частоту вращения вала барабана и передаточное число привода. Частота вращения вала барабана:

Минимально-допустимая частота вращения вала электродвигателя:

n_дв ^min = n_вых · u_пр ^min =41,4·4=165,6 об/мин

Максимально допустимая частота вращения вала электродвигателя:

n_дв ^max = n_вых · u_пр ^max =41,4·31,3=1295,82 об/мин

Передаточное число передачи при 1 модели: и₁ =2940/41,4 =71,01

Передаточное число передачи при 2 модели: и₂ =1465/41,4 =35,38

Передаточное число передачи при 3 модели: и₃ =975/41,4 =23,55

Передаточное число передачи при 4 модели: и₄ =730/41,4 =17,6

2.4 Требуемое передаточное число привода при принятом электродвигателе:

Таблица 2.4

2.5 Проанализировав результаты вычислений и данные таблицы 1.1 выбираем окончательный вариант электродвигателя.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 3000 об/мин не подходит по результатам расчёта.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 1500 об/мин не подходит по результатам расчёта.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 1000 об/мин подходит по результатам расчёта.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 750 об/мин подходит по результатам расчёта.

Принимаем двигатель 4АМ180M8 с синхронной частотой вращения 750 об/мин.

2.6 Предварительное передаточное число тихоходного вала редуктора:

Предварительное передаточное число быстроходного вала редуктора:

2.7 Частота вращения вала барабана:

Угловая скорость вала электродвигателя:

Угловая скорость быстроходного вала редуктора:

Угловая скорость промежуточного вала редуктора:

Угловая скорость тихоходного вала редуктора:

Угловая скорость вала барабана:

Мощность на валу электродвигателя:

P_дв = 13,6 кВт

Мощность на быстроходном валу редуктора:

P_б. =Р_дв ·η_м ·η_п = 13,6·0,98 ·0,99 =13,2 кВт

Мощность на промежуточном валу редуктора:

Р_{пр. в.} = P_б ·η_ц = 13,2·0,96=12,54 кВт

Мощность на тихоходном валу редуктора:

Р _m = P_{пр. в.} ·η_ц ·η_п = 12,54·0,96·0,99=11,92 кВт

Мощность на валу барабана:

Р_о = P_т ·η_м =11,92·0,98=11,7 кВт

Вращающий момент на валу электродвигателя:

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

Вращающий момент на валу барабана:

2.8 езультаты кинематического и энергетического расчёта представлены в таблице 2.9 1.

Таблица 2.9.1

3. Расчёт цилиндрической передачи

3.1 Выбор материала и термообработки

Материал для зубчатых колёс подбираем по таблице 2.1 [3]. Для шестерни принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение и закалкой ТВЧ, твёрдость сердцевины и поверхности 48 - 53 HRC, примем 50 HRC.

Для колеса принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение и закалкой ТВЧ, твёрдость сердцевины и поверхности 45 - 50 HRC, примем 47,5 HRC.

3.2 Определение допускаемых напряжений

3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность

Быстроходная ступень, шестерня:

Допускаемые контактные напряжения

[ σ] _Н = σ _{Н lim} • Z_N • Z_R • Z_V / S_H =1050 • 1 • 1 • 1/1,2=875 МПа

Предел контактной выносливости

[ σ] _{Н1 lim} =17 HRC_cp +200=17•50+200=1050 МПа

Коэффициент долговечности

Z_N = =1 при условии 1 ≤ Z_N ≤ Z _{N max}

N_HG =30HB_cp ^2.4 ≤12 • 10⁷ =30 • 480^2.4 = 8,1• 10⁷

N_K =60 • n • n₃ • L_h =60 • 730 • 1 • 14400=63 • 10⁷

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

Z_R =1

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

Z_V =1

V= 1,5 м/с

= =114 мм

Коэффициент учитывающий запас прочности

S_H =1,2

Быстроходная ступень, колесо:

Допускаемые контактные напряжения

[ σ] _Н = σ _{Н lim} • Z_N • Z_R • Z_V / S_H =1007,5 • 1 • 1 • 1/1,2=840 МПа

Предел контактной выносливости

[ σ] _{Н1 lim} =17 HRC_cp +200=17•47,5+200=1007,5 МПа

Коэффициент долговечности

Z_N = =1 при условии 1 ≤ Z_N ≤ Z_{N max}

N_HG =30HB_cp ^2.4 ≤12 • 10⁷ =30 • 440^2.4 = 6,6• 10⁷

N_K =60 • n • n₃ • L_h =60 • 730 • 1 • 14400=63 • 10⁷

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

Z_R =1

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

Z_V =1

V= 0,3 м/с

= =114 мм

Коэффициент учитывающий запас прочности

S_H =1,2

Тихоходная ступень, шестерня:

Допускаемые контактные напряжения

[ σ] _Н = σ _{Н lim} • Z_N • Z_R • Z_V / S_H =1050 • 1 • 1 • 1/1,2=875 МПа

Предел контактной выносливости

[ σ] _{Н1 lim} =17 HRC_cp +200=17•50+200=1050 МПа

Коэффициент долговечности

Z_N = =1 при условии 1 ≤ Z_N ≤ Z _{N max}

N_HG =30HB_cp ^2.4 ≤12 • 10⁷ =30 • 480^2.4 = 8,1• 10⁷

N_K =60 • n • n₃ • L_h =60 • 153,4 • 1 • 14400=13 • 10⁷

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

Z_R =1

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

Z_V =1

V= 0,57 м/с

= =167 мм

Коэффициент учитывающий запас прочности

S_H =1,2

Тихоходная ступень, колесо:

Допускаемые контактные напряжения

[ σ] _Н = σ _{Н lim} • Z_N • Z_R • Z_V / S_H =1007,5 • 1 • 1 • 1/1,2=840 МПа

Предел контактной выносливости

[ σ] _{Н1 lim} =17 HRC_cp +200=17•50+200=1007,5 МПа

Коэффициент долговечности

Z_N = =1 при условии 1 ≤ Z_N ≤ Z _{N max}

N_HG =30HB_cp ^2.4 ≤12 • 10⁷ =30 • 480^2.4 = 8,1• 10⁷

N_K =60 • n • n₃ • L_h =60 • 41,5 • 1 • 14400=3,5 • 10⁷

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

Z_R =1

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

Z_V =1

V= 0,15 м/с

= =167 мм

Коэффициент учитывающий запас прочности

S_H =1,2

3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочность

Быстроходная ступень, шестерня:

Допускаемые напряжения изгиба

[σ] _F1 = σ _Flim • Y_N • Y_R • Y_A / S_F =650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа

Предел выносливости

σ _Flim =650 МПа - принимаем

Коэффициент долговечности

Y_N = =1 при условии 1 ≤ Y_N ≤ Y _{N max}

q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев

N_FG =4 • 10⁶ число циклов

N_К =6,3• 10⁸

При N_К > N_FG принимают N_К = N_FG

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

Y_R =1

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

Y_А =1,

при одностороннем приложении

Коэффициент запаса прочности

S_F =1,7

Быстроходная ступень, колесо:

Допускаемые напряжения изгиба

[σ] _F2 = σ _Flim • Y_N • Y_R • Y_A / S_F =650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа

Предел выносливости

σ _Flim =650 МПа - принимаем

Коэффициент долговечности

Y_N = =1 при условии 1 ≤ Y_N ≤ Y _{N max}

q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев

N_FG =4 • 10⁶ число циклов

N_К =1,3• 10⁸

При N_К > N_FG принимают N_К = N_FG

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

Y_R =1

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

Y_А =1,

при одностороннем приложении

Коэффициент запаса прочности

S_F =1,7

Тихоходная ступень, шестерня:

Допускаемые напряжения изгиба

[σ] _F1 = σ _Flim • Y_N • Y_R • Y_A / S_F =650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа

Предел выносливости

σ _Flim =650 МПа - принимаем

Коэффициент долговечности

Y_N = =1 при условии 1 ≤ Y_N ≤ Y _{N max}

q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев

При N_К > N_FG принимают N_К = N_FG

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

Y_R =1

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

Y_А =1,

при одностороннем приложении

Коэффициент запаса прочности

S_F =1,7

Тихоходная ступень, колесо:

Допускаемые напряжения изгиба

[σ] _F2 = σ _Flim • Y_N • Y_R • Y_A / S_F =650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа

Предел выносливости

σ _Flim =650 МПа - принимаем

Коэффициент долговечности

Y_N = =1 при условии 1 ≤ Y_N ≤ Y _{N max}

q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев

При N_К > N_FG принимают N_К = N_FG

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

Y_R =1

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

Y_А =1,

при одностороннем приложении

Коэффициент запаса прочности

S_F =1,7

3.3 Определение основных параметров передачи

Межосевое расстояние передачи:

Быстроходная ступень

принимаем a_w = 180 мм

где K _a = 450 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс;

К_Н = К_{Н V} · К_Нβ · К_Нα =1,09 · 1,25 ·1,162=1,583

К_{Н V} =1,09 - принимается по таблице

К _Hβ = 1+ (К _Hβ ⁰ -1 ) · К _HW = 1+ (1,28 - 1) · 0,9 =1,25 –

коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке;

К _HW =0,9

ψ _Bd =0,5 ψ _Bа ( U_Б + 1) =0,5 · 0,25 (4,76 + 1) =0,72

К_Нβ ⁰ =1,28

К_Нα =1 + (К⁰ _Нα - 1) · К _HW =1 + (1,18 - 1) 0,9 = 1,162

К⁰ _Нα =1 + 0,06 ( n_ст - 5) =1 + 0,06 (8 - 5) =1,18

Т₂ =172,77 Н ·м

U_Б = 4,76

ψ_{в a} = 0,25 - коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении

Тихоходная ступень

принимаем a_w = 250мм

где K _a = 450 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс;

К_Н = К_{Н V} · К_Нβ · К_Нα =1,03 · 1,18 ·1,11=1,34

К_{Н V} =1,03 - принимается по таблице

К _Hβ = 1+ (К _Hβ ⁰ -1 ) · К _HW = 1+ (1,28 - 1) · 0,63 =1,18 –

коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке;

К _HW =0,63

ψ _Bd =0,5 ψ _Bа ( U_Б + 1) =0,5 · 0,315 (3,69 + 1) =0,74

К_Нβ ⁰ =1,28

К_Нα =1 + (К⁰ _Нα - 1) · К _HW =1 + (1,18 - 1) 0,63 = 1,18

К⁰ _Нα =1 + 0,06 ( n_ст - 5) =1 + 0,06 (8 - 5) =1,18

Т₂ =781,3 Н ·м

U_Б = 3,69

ψ_{в a} = 0,315 - коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении

Предварительные размеры колес:

Делительный диаметр быстроходного колеса

d₂ = 2·a_w u/ (u+1) =2·180·4,76/ (4,76+1) = 297,5 мм

Ширина быстроходного колеса:

b ₂ = ψ_a ·a_w =0,25·180=45 мм

Делительный диаметр тихоходного колеса

d₂ = 2·a_w u/ (u+1) =2·250·3,69/ (3,69+1) = 363,39 мм

Ширина тихоходного колеса:

b ₂ = ψ_a ·a_w =0,315·250=78,75 мм, принимаем 80 мм

Модули передач:

Быстроходная ступень:

K_m = 3,4.10³ - коэффициент модуля;

K_F = K_FV . K_Fβ . K_Fα =1,09 .0,188 .1,18 =0,24 - коэффициент нагрузки;

K_FV =1,09 принимается по таблице

K_Fβ =0,18+0,82 K_{Hβ °} =0,18 .0,82.1,28=0,188

K_Fα = K_{Hα °} =1,18

принимаем m = 3 мм в соответствии со стандартным значением.

Тихоходная ступень:

K_m = 3,4.10³ - коэффициент модуля;

K_F = K_FV . K_Fβ . K_Fα =1,03 .0,188 .1,18 = 0,23 - коэффициент нагрузки;

K_FV =1,03 принимается по таблице

K_Fβ =0,18+0,82 K_{Hβ °} =0,18 .0,82.1,28=0,188

K_Fα = K_{Hα °} =1,18

принимаем m = 5 мм в соответствии со стандартным значением.

Суммарное число зубьев:

Быстроходная ступень:

z_Σ =2· a_w / m=2·180/3=120

Принимаем z_Σ =120.

Тихоходная ступень:

z_Σ =2· a_w / m=2·250/5=100

Принимаем z_Σ =100.

Число зубьев шестерни и колеса:

Быстроходная ступень:

Шестерня:

z₁ = z_Σ / ( u+1) =120/ (4,76+1) =20

Колесо:

z₂ = z_Σ - z₁ =120-20=100

Тихоходная ступень:

Шестерня:

z₁ = z_Σ / ( u+1) =100/ (3,69+1) =21

Колесо:

z₂ = z_Σ - z₁ =100-21=79

Фактическое передаточное число:

Быстроходная ступень:

u_ф = z₂ / z₁ =100/20=5

Тихоходная ступень:

u_ф = z₂ / z₁ =79/21=3,76

Отклонение от заданного передаточного числа:

Быстроходная ступень:

3,76% - такое расхождение допускается.

Тихоходная ступень:

2,69% - такое расхождение допускается.

Диаметры колес:

Быстроходная ступень:

Делительный диаметр шестерни:

d₁ = z₁ · m=20 · 3 = 60 мм

Делительный диаметр колеса:

d₂ =2а _w - d₁ =2 · 180 - 60=300 мм

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

d_а1 = d₁ +2 m=60 + 2 · 3=66 мм

d_а2 = d₂ +2 m=300 + 2 · 3=306 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

d_{f 1} = d_{1 -} 2 · 1,25 · m=60 - 2 · 1,25 ·3 =52,5 мм

d_{f 2} = d_{2 -} 2 · 1,25 · m =300 - 2 · 1,25 ·3 =292,5 мм

Ширина шестерни:

b₁ = b₂ · 1,07 = 45 · 1,07 = 48 мм

Окружная скорость колеса:

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.3.1

Таблица 3.3.1

Тихоходная ступень:

Делительный диаметр шестерни:

d₁ = z₁ ·m=21 · 5 = 105 мм

Делительный диаметр колеса:

d₂ =2а _w - d₁ =2 · 250 - 105=395 мм

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

d_а1 = d₁ +2 m=105 + 2 · 5=115 мм

d_а2 = d₂ +2 m=395 + 2 · 5=405 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

d_{f 1} = d_{1 -} 2 · 1,25 · m=105 - 2 · 1,25 ·5 =92,5 мм

d_{f 2} = d_{2 -} 2 · 1,25 · m =395 - 2 · 1,25 ·5 =382,5 мм

Ширина шестерни:

b₁ = b₂ · 1,07 = 80 · 1,07 = 86 мм

Окружная скорость колеса:

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.3.2

Таблица 3.3.2

3.4 Определение сил в зацеплении

Быстроходная ступень:

Окружная сила в зацеплении:

Радиальная сила в зацеплении:

F_r = F_t · tg20º=5759· tg20º=2096 H

где α = 20º - стандартный угол.

Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 1

Таблица 3.4.1

Тихоходная ступень:

Окружная сила в зацеплении:

Радиальная сила в зацеплении:

F_r = F_t · tg20º=14881· tg20º=5416 H

где α = 20º - стандартный угол.

Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 2

Таблица 3.4.2

3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность

Быстроходная ступень:

Z_Б =9600 МПа^1/2

Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

Тихоходная ступень:

Z_Б =9600 МПа^1/2

Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

3.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность

Быстроходная ступень:

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σ _F2 = K_F · F_t · Y_{FS 2} · Y_β · Y_ε / b₂ m=0,24 · 5759 · 3,59 · 1 · 1/45 · 3=36,7 ≤ [ σ] _F2

где Y_{FS 2} =3,59 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев

K_F = K_FV . K_Fβ . K_Fα =1,09 .0,188 .1,18 =0,24 - коэффициент нагрузки

Y_β =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

Y_ε = 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8)

Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:

σ _F1 = σ _F2 · Y_{FS 1} / Y_{FS 2} = 36,7 · 4,08/ 3,59 = 41,7 ≤ [ σ] _F1

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Тихоходная ступень:

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σ _F2 = K_F · F_t · Y_{FS 2} · Y_β · Y_ε / b₂ m=0,23 · 14881 · 3,6 · 1 · 1/80 · 5=30,8 ≤ [ σ] _F2

где Y_{FS 2} =0,23 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев

K_F = K_FV . K_Fβ . K_Fα =1,03 .0,188 .1,18 = 0,23 - коэффициент нагрузки

Y_β =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

Y_ε = 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8)

Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:

σ _F1 = σ _F2 · Y_{FS 1} / Y_{FS 2} = 30,8 · 4,08/ 3,6 = 34,9 ≤ [ σ] _F1

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.6.1

Таблица 3.6.1

4. Предварительный расчёт валов

4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений

Для шестерни ранее принят материал - сталь 40Х.

Для тихоходного вала также принимаем сталь 40Х.

Механические характеристики улучшенной стали 40Х

Предел прочности σ_в = 800 МПа.

Предел текучести σ_Т = 640 МПа.

Допускаемые напряжения при расчёте на статическую прочность при коэффициенте запаса

n=1.5 [τ] = 640/1.5 =426 МПа.

4.2 Предварительный расчёт быстроходного вала

Диаметр выходного конца вала:

принимаем стандартное значение d = 40 мм.

Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник:

d_n = d+2 t_кон = 40 + 2 · 2,3=44,6 мм

где t_кон = 2,3 мм ,

принимаем стандартное значение d_n = 45 мм .

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:

d_бп = d_п +3 r = 45 + 3 · 2,5 = 52,5 мм

где r = 2,5 мм

Принимаем d_бп = 53 мм .

Длина выходного участка вала:

l_m =1, 5 · d= 1,5 · 40 = 60 мм

принимаем l_m = 60 мм .

Длина участка вала под подшипник:

l_k =1,4 · d_n = 1,4 · 45 = 63 мм

принимаем l_k =65 мм .

Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора.

4.3 Предварительный расчёт промежуточного вала

Диаметр вала под колесо:

принимаем стандартное значение d_К = 60 мм.

Диаметр буртика колеса:

d_бк = d_к +3 f= 60 + 3 ·2=66 мм

Диаметр вала под подшипник:

d_n = d_к +3 r = 60 - 3 ·3,5=49,5 мм

принимаем стандартное значение d_п = 50 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:

d_бп = d_п +3 r = 50 + 3 · 3,5 = 60 мм

4.4 Предварительный расчёт тихоходного вала

Диаметр выходного конца вала:

Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник:

d_n = d + 2 · t_кон = 70 + 2 · 2,5 = 75 мм

где t_кон = 2,5 мм.

принимаем стандартное значение d_n = 75 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:

d_бп = d_п +3 r = 75 + 3 · 3,5 = 85,5 мм

где r = 3,5 мм.

принимаем d_бп = 86 мм.

Диаметр участка вала под колесо:

d_k = d_бп = 86 мм

Диаметр буртика колеса:

d_бк = d_к +3 f= 86 + 3 ·2,5=93,5 мм

где f =2,5 мм .

принимаем d_бк = 95 мм.

Длина выходного участка вала:

l_м =1,5 · d= 1,5 · 70 = 105 мм

принимаем l_м = 105 мм.

содержание   ..  603  604  605   ..