Привод к ленточному конвейру
Федеральное агентство по образованию
Орский химико-механический техникум
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
ПРИВОД К ЛЕНТОЧНОМУ
КОНВЕЙРУ
ОХМТО.15041102. М ПЗ
Разработал:
Содержание
1. Введение……………………………………………………
1.1 Описание привода……………………………………….
1.2 Кинематический расчет…………………………………
2. Расчетная часть…………………………………………..
2.1 Расчет ременной передачи………………………………
2.2 Расчет червячной передачи……………………………...
2.3 Предварительный расчет валов………………………….
2.4 Определение конструктивных размеров………………..
2.5. Конструктивные размеры червяка и червячного
колеса………………………………………………………………
2.6. Первый
этап эскизной компоновки………………
2.7. Проверка долговечности подшипников………………...
2.8. Второй этап компоновки………………………………….
2.9 Тепловой расчет редукторов…………………………….
2.10 Проверка
прочности шпоночных соединений
2.11.
Уточненный расчет валов…………………
2.12. Посадки………………………………………………………
2.13.
Смазка зацепления и подшипнико
2.14 Сборка редуктора………………………………………….
Список
использованной литературы
1 Введение
- Описание привода
Привод состоит из электродвигателя (м), ременной передачи состоящей из ведомого шкива и ведущего шкива, червячного редуктора с нижним расположением червяка, назначением промежуточной передачи является уменьшение частоты вращения и увеличение вращательного момента.
1.2. Кинематический и силовой расчет привода
Определяю потребную мощность электродвигателя
Рэл.д.= Р3 / ηобщ
где ηобщ - КПД, учитывающий потери в приводе
ηобщ = η1 * η2 * η3
где η1 = 0,97 - КПД, учитывающий потери мощности в ременной
передаче;
η2 = 0,97 - КПД, учитывающий потери мощности в зацеплении;
η3=0,99-КПД учитывающий потери мощности в одной паре подшипников.
Тогда ηобщ = 0,97* 0,97* 0,99² = 0,92
Найдя по формуле (2) КПД учитывающий потери мощности в приводе,
по формуле (1) вычисляю Рэл.д:
Рэл.д.= 6/0,92 = 6,52 кВт
По полученному значению Рэл.д. принимаю тип электродвигателя –
4А132S4У3 у которого Pэл.д. = 7,5 кВт, nэл,д. = 1455 об/мин.
Определяю передаточное отношение привода
Iобщ = iрем iред
Где iрем - передаточное отношение ременной передачи;
¡ред – передаточное отношение червячной передачи;
Также iобщ = ņэл.д./ņ3 = 1455/30 = 48,5
Тогда предварительно приняв iрем.=3, из формулы
Выражаю iред.
¡ред = iобщ /iрем = 48,5/3 = 16,1
Вычисляю угловые скорости валов привода:
ωдв. = ω 1рем =
ω 2рем .= ω 1ред = ω1рем /iрем =152,3/3 = 50,7 рад/с
Тогда ω 2ред = ω1ред /iред = 50,7/16,1 = 3,15 рад/с
Определяю моменты на валах привода:
Мэл.д
= М1рем = Рэл.д/ω дв
= 7.5 × 10³/152,3 = 49,3 Нм
М1ред = М2рем= М1рем × η1 × iрем = 49,3 × 0,96 х 3 = 142 Нм
М2ред = М1ред х η2 х η3² х iред = 142 х 0,97 х 0,99² х 16,1 = 2174 Нм
Определяю частоту вращения валов привода
nдв = n1рем = 1455 об/мин.
n2рем = n1ред = n1рем/iрем = 1455/3 = 485 об/мин
n2ред = n3 = 30 об/мин
2 Расчетная часть
2.1. Расчет ременной передачи
По таблице принимаю диаметр малого шкива d1 = 90 мм и тип
ремня: клиновый ремень нормального сечения А с высотой h =8 и
площадью сечения А = 138 мм²
Определяю скорость ремня:
V = ω1рем х d1/2000 = 6,85 м/с
Определяю диаметр ведомого шкива
d2 = iрем х d1 = 3 х 90 = 270 мм
Принимаю стандартное значение ведомого шкива:d2 = 270 мм
Определяю ориентировочное межосевое расстояние
α =0,55 х (d2+d1) + h = 0,55(90+270) + 8 = 206 мм
Определяю расчетную длину ремня
L = 2α + (d2+d1) х π/2 + (d2+d1)²/4α = 2 х 206 + (90+270)х 3,14/2
+ (270-90)²/4 х 206 =1016,5
мм
Принимаю стандартное значение длины ремня L = 1120мм
Определяю частоту пробегов ремня
u = ν / ℓ ≤ [u] = 30 c-1
u = 6,85 / 1,12= 6 < 30
Условие проверки выполняется, частота пробегов ремня
удовлетворительная.
Определяю фактическое межосевое расстояние
α=(2 х L π х (d2+d1)
+ [2 х L- π(d2 - d1)² ]-8(d2-d1)² /8 = (2 х 1120 – 3,14
х (270 + 90 ) + [2 х 1120-3,14(270-90)²]-8(270-90)²
Вычисляю угол обхвата ремнем малого шкива
α = 1800 - 600 х (d2- d1) / α = 1800 - 600 х (270-90)/338 =1480
Полученное значение проверяю по условию:
α > 1300 1480 > 1300
Условие выполняется, угол обхвата ремнем малого шкива
удовлетворительный
Принимаю допускаемую мощность, передаваемую одним ремнем
[P]= 1.39 кВт.
Определяю допускаемую мощность, передаваемую одним ремнем в реальных условиях:
[Pn ]═[P] х Cα х Cℓ х Cр х CΖ
где Cα = 0,87 – коэффициент, учитывающий угол обхвата шкива.
Сℓ
=0,90-коэффициент, учитывающий влияние
на
ремня отклонения расчетной длины от базовой длины ремня;
Ср=1-коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки и
режим работы
СΖ = 0.90 – коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте
клиноременной передачи
Тогда
[Pn] ═ 1.39 х 0.87 х 0.90 х 1 х 0.90 = 0.98 кВт
Определяю число ремней в передаче
Z = P/[Pn] ═ 6/ 0,98
= 6,12
Принимаю число ремней Z = 7 шт.
Определяю силу предварительного натяжения ремней
Ғ0 =0.85 х P х Сℓ / V х Cα х Ср = 0.85 х 6 х 0.90/6,85 х 0.87 х 1 = 766 Н
Определяю силу, действующую на валы
Ғв = 2 х Ғ0 х ѕіn (ά / 2 ) = 2 х 766 х ѕіn 740 = 1471 Н
Определяю ширину шкивов
В ═
(Z – 1) х t + 2 х l
где t = 15 мм - расстояние между центрами клиновых канавок шкива
l = 10 мм - расстояние между внешней поверхностью шкива и
центром клиновой канавки
Тогда В = (7 – 1 ) х 15 + 2 х 10 = 110 мм
2.2. Расчет червячной передачи
Выбор материала для
Для червяка принимаю сталь 40Х с термообработкой, улучшение заготовки до твердости 269…302 НВ и закалка до твердости поверхности витков 45…50 НRCэ
Для выбора материала червячного колеса определяю ожидаемую скорость скольжения U5
Vs ≈ 5 х 10 ³ х ω1ред х М2ред = 5 х 10 ³ х 50,7 х 2174=3,3 м/с
Принимаю для червячного колеса, сравнительно дешевую бронзу
БрА9Ж3Л, отливки в кокиль, σт = 195н/мм² и σв = 490н\мм²
Определяю допустимые значения напряжений для материала венца колеса:
Допускаемое контактное напряжение [σ]н
[σ]н = (300 -Vs х 25) = 300 – 3,3 х 25 = 217,5 н/мм²
Допускаемое напряжение на изгибе N
N = 573 х ω2ред х L х h = 573 х 3,15 х 12000 = 22 х 106
Определяю коэффициент долговечности:
Кғι = 106/ N = 106/ 22 х 106 =0,71
Тогда [σ]ғ = 0,16 х σв х Кғι = 0.16 х 490 х 0,71 = 55,7 Н/мм²
Определяю межосевое расстояние передачи из условия контактной прочности
αω = 61х М2ред х10³/ 217,5² = 219,6 мм
Принимаю стандартное значение αω = 200 мм
Определяю число витков червяка Z1 и число зубьев колеса Z2
При ί ред = 16,1 принимаем Z1 = 2
Тогда Z2 = Z1 х ί ред = 2 х116,1 = 32
Нахожу модуль зацепления
m =1.5 х αω / Z2 = 1.5 х 200/32 = 9,3 мм
Принимаю стандартное значение m=10 мм
Принимаю коэффициент диаметра червяка q = 8
Определяю основные геометрические размеры червяка и венца
колеса:
Делительный диаметр червяка
d1 = g х m = 10 х 8 = 80 мм
Диаметр вершин витков
dα1 = d1 + 2 х m = 80 + 2 х 10 =100 мм
Диаметр впадин витков
df1 = d1 – 2.4 х m = 80 – 2.4 х 10 = 56 мм
Длина нарезанной части червяка
b1 ≥ ( 12.5 + 0.09 х Ζ2 ) х m = (12.5 + 0.09 х 32) х 10 = 188,8 мм
Делительный угол подъема
tgΨ = Ζ1/g= 2/14 = 0.14 Ψ = 8˚
Делительный диаметр колеса
d2 = m х Ζ2 = 10 х 32 = 320мм
Диаметр вершин зубьев
dα2= d2 х2m = 320 + 2 х 10 = 340 мм
Наибольший диаметр колеса
dαм2 ≤ d2 + 6 х m / (Z1+2) = 320 + 6 х 10 / (2+2) = 335 мм
Ширина венца червячного колеса
b2 = 0.75 х dα1 = 0.75 х 100 = 75 мм
Определяю фактическую скорость скольжения
Vф = ίред х ω2ред х d1/ 2 х cosΨ = 16,1 х 3.15 х 0.18/2cos8˚ =4,6м/с
Определяю КПД передачи
При Vф = 4,6 м/с принимаю φ = 1˚30΄
ή = tg φ / tg(Ψ + φ) = tg 8˚ / tg(8˚ + 1˚30΄) =0, 875
Определяю силы в червячном зацеплении: окружная сила на колесе и осевая на червяке
Ft2 = Fα2 = 2 х М2ред /d2 = 2 х 2174 ∙ 103/320 = 13587 Н
Окружная сила на червяке и осевая на колесе
Ft2 = Fa2 = Ft2 х Z1 / q х ή = 13587 х 2/14 х 0,875 = 2218 Н
Радиальная сила на червяке и на колесе
Fr1 = Fr2 = Ft2 х tgά = 13587 х 0,36 = 4891 Н
Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям.
Расчетная скорость скольжения
[σ]н = (300 - 25 хVф ) = 300 – 25 х 4,6 = 288,5 Н/мм2
Определяю расчетное контактное напряжение в зацеплении
σн = 340 х Ft2 /k = 170 н/мм2
Контактная прочность зубьев обеспечивается.
Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба
Определяю эквивалентное число зубьев колеса
Z4 = Z2/cos3 ψ = 32/cos38˚ = 33
Принимаю коэффициент формы зуба YF = 1,39
Определяю напряжение изгиба
σF = 0,7 х YF2 х Ft2 х k / b2 х m = 0,7 х 1,71 х 13587 х 1/ 78,1 х 10 = 20,8 Н/мм2 <[σ]F 55,7 Н/мм2
Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.
2.3. Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса
Определяю крутящие моменты в поперечных сечениях вала
ведомого:
М2ред = 2174 Hм
ведущего:
М1ред = 142 Нм
Определяю диаметр выходного конца вала
dВ1 = 140 х М1ред = 140 х 142 = 27,1мм
Принимаем dВ1 = 30 мм
Определяю диаметр вала под подшипники
dП1 = dВ1 + 5 = 30 + 5 =35 мм
Расстояние
между опорами червяка
ℓ1 = dат2 = 335 мм
Ведомый вал
Определяю диаметр выходного конца вала
dВ2 = 100 х М2ред = 100 х 2174 = 60 мм
Принимаем диаметр выходного конца вала: dВ2 = 60 мм
Определяю диаметр подшипниковых шеек
dП2 = dВ2 + 5 = 60 + 5 = 65 мм
Определяю диаметр вала в месте посадки колеса
dп = dП2 +10 = 65 +10 = 75 мм
Определяю диаметр ступицы червячного колеса
dсm2 = ( 1,6 ÷ 1,8) х dП = ( 1,6 ÷ 1,8) х 75 = (120 ÷135) мм
Принимаю dсm2 = 120 мм
Определяю длину ступицы червячного колеса
ℓсm = ( 1,2 ÷ 1,8) х dП = ( 1,2 ÷ 1,8) х 75 = (90 ÷ 135) мм
Принимаю ℓсm= 110 мм
Предварительно принимаю для червяка шарикоподшипники радиальные тяжелой серии по ГОСТ 8338 – 75 (№407), dп1 =35, D =100, b = 25, C = 42,8 кН, С0 =31,3 кН.
Подшипники под колесо принимаю роликовые конические легкой широкой серии №7512, dп2 = 65 мм, D =10, b = 28, C = 24,0 кН.
2.4. Определение конструктивных
размеров корпуса редуктора.
Определяю толщину стенок корпуса и крышки
δ = 0,04 х аω + 2 = 0,04 х 200 + 2 = 10 мм
δ = 0,032 х аω+ 2 = 0,032х 200 + 2 = 8,4 мм
Определяю толщину фланцев
b1 = b2 = 1,5 х δ =1,5 х 10 = 15 мм
Определяю толщину нижнего пояса корпуса при наличии бобышек
P1 = 1,5 х δ = 1,5 х 10 =15 мм
P2 = (2,25 ÷ 2,75) х δ = (2,25 ÷ 2,75) х 10 = (22,5 ÷ 27,5) м
Принимаю P2 = 25
Определяю диаметры болтов фундаментных
d1 = ( 0,03 ÷ 0,036) х аω + 12 = ( 0,03 ÷ 0,036) х 200 + 12 = 18,6 м
Принимаю болты с резьбой М20,
крепящие крышку
d2 = ( 0,7 – 0,75) х d1 = ( 0,7 – 0,75) х 20,25 = 14 ÷ 15 мм
Принимаю d2 = 16 мм по ГОСТу.
2.5. Конструктивные размеры червяка и червячного колеса.
Червяк
d1 = 80 мм, dа1 = 100 мм, df1 = 56 мм, dп1 =35мм, b1 = 189мм, l1 = 335 мм.
Червячное колесо
d2 = 320 мм, dа2 = 340 мм, df2 = 296мм, dП2 = 65 мм, b2 =75 мм,
dсm2 =120 мм, ℓсm2 =110мм.
2.6. Первый этап эскизной компоновки.
Компоновочный чертеж выполняем в двух проекциях - разрез по оси колеса и разрез по оси червяка. В масштабе 1:1.
Вычерчиваем на двух проекциях червяк и червячное колесо. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса принимая зазор между стенкой и ступицей червячного колеса ~ 15 мм. Вычерчиваем подшипники червяка, располагая их симметрично относительно среднего сечения червяка.
Также
симметрично располагаем
Для соединения ведомого вала с валом ленточного конвейера принимаю втулочно-пальцевую муфту, по ГОСТ 21424 – 74.
2.7. Проверка подшипников на долговечность.
Усилия в червячном зацеплении.
Окружное усилие на червячном колесе, равное осевому усилию:
Р2 = Ра1 = 2 х М2/d2 = 2 х 2174 х10³/ 320 = 13587 Н
Окружное усилие на червяке, равное осевому усилию на колесе
Р1 = Ра2 = 2 х М1/d1 = 2 х 142 х10³/180 = 1577 Н
Радиальные усилия на колесе и червяке
Рr2 = Pr1 = P2tgα
где – α = 20ْ - угол профиля витка
Рr2 = Pr1 = 13587 х 0,3639 = 4944 Н.
Быстроходный вал
Т.к. для червячного редуктора отсутствуют специальные требования, то значит, что червяк должен иметь правое направление витков.
Направление всех сил в червячном зацеплении изображено в двух плоскостях: вертикальной yz и горизонтальной xz.
Вертикальная плоскость
1. ∑М1 = 0
-Р1 х 173 + Ра1 х d1/2 +Ry2 = 0
Ry2 = P1 х 173 – Ра1 х d1/2/346 = 1577 х 173 – 13587 х 40/346 = -782 Н
2. ∑М2 = 0
-Ry1 х 346 + Р1 х 173 + Рa1 х d1 /2 = 0
-Ry1 = -Р1 х 173 - Ра1 х d1/2/346 = -272821 - 543480/346 = -2359 Н
Ry1 = 2359 Н
3. Проверка
Ry1 - Р1 + Ry2 = 0
2359 - 1577 +(-782) = 0
МА = Ry1 х 173 = 2359 х 173 = 408107 Нмм
Горизонтальная плоскость
1. ∑М1 = 0
Ғв х 157 – Рt х 173 + Rx2 х 346 = 0
Rx2 = -Ғв х 157 + Рt х 173/346 = -1471 х 157 +1577 х 173/346 = -121 Н
2. ∑М2 = 0
-Ғв х 503 – Rx1 х 346 + Рt х 173 = 0
-Rx1 = -Ғв х 503 - Рt х 173/346 =-1471 х 503 +1577 х 173/346 = -2927 Н
Rx1 = 2927 Н
3. Проверка
-Ғв + Rx1 - Рt + Rx2 = 0
-1471 + 2927 – 1577 + 121 = 0
4. М1 = -Ғв х 157 = -1471 х 157 = -230947 Нмм
МА = -Ғв х 330 + Rx1 х 173 = 20941 Нмм
Определяю суммарные реакции
R1 = √ Rx12 + Ry12 = √29272 + 23592 = 3579 H
R2 = √ Rx22 + Ry22 = √1212 + 7822 = 791
Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику
R1 = 3579 H
Эквивалентная радиальная нагрузка
Rэ = ( X х R1 х v + Y х Ra1 ) х Kδ х Кт
где Х = 0.4 – коэффициент радиальной нагрузки
v =1 – коэффициент, учитывающий вращение колец
Y =1.28 – коэффициент осевой нагрузки
Kδ =1 – температурный коэффициент
Кт =1 – коэффициент безопасности
Тогда
Rэ = (0.4 х 3579 х 1 + 1.28 х 13587) х 1 х 1 = 18822 H
Базовая долговечность
L = ( С/ Rэ)3 = (42,8 х 10³/18822)³ = 121 млн. об
Lh = L х 106/60 х n1ред = 121 х 106/60 х 485 = 67222 часа
Подшипник годен.
Тихоходный вал
Направление всех сил в червячном зацеплении изображено в двух плоскостях: вертикальной yz и горизонтальной xz.
Вертикальная плоскость
1. ∑M3 = 0
Ра2 х d2/2 –Р2 х 49 - Ry4 х 98 = 0
-Ry4 = -Ра2 х d2/2 + Р2 х 49/98 = -252320 + 665763/98 = 4219 Н
Ry4 = -4219 H
2. ∑M4 = 0
-Ry3 = -Рa2 х d2/2 – Р2 х 49/98 = -252320 - 665763/98 = -9368 Н
Ry3 = 9368 H
3. Проверка
-Ry3 + Р2 + Рy4 = 0
-9368 + 13587 + (-4219) = 0
МА = -Ry3 х 49 = -9368 х 49 = -459032 Нмм
Горизонтальная плоскость
Ввиду того, что опоры расположены симметрично относительно зацепления Rx3 = Rx4
Rx3 = Rx4 = Рt/2 = 13587/2 = 6794 H
Проверка
-Rx3 + Рt - Rx4 = 0
-6794 + 13587 – 6794 = 0
МА = -Rx3 х 49 = -6794 х 49 = -332906 Нмм
Определяю суммарные реакции
R3 = √Rx32 + Ry32 = √67942 +93682 = 3659 H
R4 = √Rx42 +Ry42 = √67942 +42192 = 7997 H
Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику
R4 = 7997 H
Определяю эквивалентную радиальную нагрузку
Rэ = (Х х R4 х V + Y х Ra2) х Kδ х KT = (0.40 х 7997 х 1 + 1.710 х 1577) х 1 х 1 = 5895 H
Определяю расчетную долговечность
L = (С/Pэ)3 = (24,0/5895)3 = 64 млн.об
Определяю расчетную долговечность, в часах
Lh = L х 106/60 х n1ред = 64 х 106/60 х 485 = 219931 часа
Подшипник годен
2.8. Второй этап компоновки редуктора.
Используем чертежи первого этапа эскизной компоновки. Второй этап имеет цель конструктивно оформить основные детали – червячный вал, вал червячного колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др.
На валу червяка устанавливаем крыльчатки; при работе редуктора они будут разбрызгивать масло и забрасывать его на колесо и в подшипники. Также устанавливаем резиновые манжеты, которые будут обеспечивать уплотнение валов. В крышке люка размещаем отдушину. В нижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла, а также жезловый маслоуказатель для возможности контроля уровня масла во время работы червячного редуктора. Конструируем стенку корпуса и крышки, крюки для подъема.
Вычерчиваем шпонки: на выходном конце вала червяка b х h х l = 8 х 7 х 90 мм, на выходном конце вала червячного колеса b х h х l = 16 х 10 х 70 мм и под червячным колесом b х h х l = 20 х 12 х 90 мм.
Принимаю материал для шпонок – Сталь 45, [σ]см = 110÷190 МПа.
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности F ≈ 0,53 м³ (без учета бобышек и выступов).
Условия работы редуктора без перегрева при продолжительной работе, определяется следующим образом:
∆t = N4 х (1 - η)/kt х F ≤ [∆t]
где – kt =17 Вт/м²с
– N4 - требуемая для работы мощность на червяке
N4 = М2 х ω2ред/η = 2174 х 3,15/0,97 = 7060 Вт
– [∆t] = 60˚С - допускаемый
перепад температур при нижнем
Тогда
∆t = 7060 х (1 – 0,97)/17 х 0,53 = 211,8/9,01 = 24˚< 60˚.
2.10. Проверка прочности шпоночных соединений
Быстроходный вал
Проверка прочности соединения, передающего вращающий момент от ведомого шкива ременной передачи к червяку – призматической шпонки.
Шпонка имеет следующие параметры
db = 25 мм b х h = 8 х 7 мм t1 =4 мм l = 90 мм t2 = 3,3 мм.
Осуществляю проверку шпонки на смятие σсм ≤ [σ]см
σсм = 2 х M2рем /db х(h – t1) х (l - b) = 2 х 142 х 10³/25 х (7 – 4) х(90 - 8)= = 46 H/мм2
46 H/мм2 < 110 H/мм2
Условие проверки выполняется, значит, выбранная шпонка подходит для крепления шкива на ведущем валу червяка.
Тихоходный вал
Проверка призматической шпонки, передающей вращающий момент от тихоходного вала к червячному колесу (разрез А - А)
Она имеет габариты:
dВ = 70 мм b х h = 20 х 12 мм t1 = 7,5 мм t2 = 4,9 мм l = 90 мм
σсм = 2 х 2174 х 10³/70 х (12 – 7,5) х (90 - 20) = 187 H/мм2
187 H/мм2 < 190 H/мм2
Данная шпонка подходит для передачи требуемого момента.
Осуществляю проверку шпонки под муфтой (разрез Б - Б)
Принимаю шпонку по db = 55 мм, с параметрами:
b х h = 16 х 10мм t1 = 6 мм l = 70 мм t2 = 4,3 мм
σсм = 2 х 2174 х 10³/55 х 4 х 54) х 95 = 165 H/мм2
165 H/мм2 < 190 H/мм2
Условие выполняется, шпонка с заданными параметрами подходит.
2.11. Уточненный расчет валов.
Ведущий вал
Материал вала – Сталь 45 σв = 570 Н/мм2
Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость).
Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка.
Jпр = (π х d х f1 /64) х (0,375 + 0,625 х dα1 /df1) = (3,14 х 56 ) х
Х (0,375 + 0,625 х 100/56) ≈ 72 х 10 мм
Стрела прогиба
f = L1³ х Р1² + Рr1²/48 х Е х Jпр,
где Е = 2 х 10 - модуль упругости для стали
тогда f = 173³ х 1577² + 4944²/48 х 2 х10 х 72 х 10 = 0,039 мм
Допускаемый прогиб
[ f ] = (0,005 ÷ 0,01) х т = (0,005 ÷ 0,01) х 10 = 0,05 ÷ 0,1 мм
0,039 мм < 0,05 ÷ 0,1 мм
Условие выполняется, жесткость вала обеспечена.
Ведомый вал
Материал вала – Сталь 45, нормализированная σв = 78 Н/мм2
Определяем расчетные коэффициенты запаса прочности n и сравниваем с допускаемым значением [n] = 1,1…2,5.
n = nσ х nح/ nσ² + nح² ≥ [n]
где nσ и nح – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям. Определятся по формулам:
nσ = σ-1 / { [кσD/кd х кv ]σа + φσ х σт };
nح = ح-1/ { [кحD/кd х кv ] حа + φح х حт },
где – кσD и кحD – эффективные коэффициенты концентраций напряжений, которые равны:
кσD = кσ + кF - 1 = 2,15 + 1,15 - 1 = 2,3
кحD = кح + кF - 1 = 2,05 + 1,15 - 1 = 2,2
где – кF = 1,15 - коэффициент влияния шероховатости,
– кd = 0,65 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,
– φσ = 0,1; φح = 0,05 – коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений.
При расчете принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:
σа = σтах; σт = 0, а касательные напряжения по отнулевому циклу: حа = حтах/2 = حт
где - σтах = Мн/Wос;
где Мн = 132,1² + 366,5² = 389,2 Нм
Wос – осевое сопротивление, которое равно
Wос = 0,1 х d³ - b х t х (d - t)²/2 х d = 0,1 х 70³ х (20 х 7,5 х (70 – 7,5)²)/
2 х 70 = 30115 мм³
σтах = 389,2 х 10³/30115 = 12,9 МПа
- حтах = Мн/Wр,
где Wр = 0,2 х d³ - b х t х (d - t)²/2 х d = 0,2 х 70³ х (20 х 7,5 х (70 – 7,5)²)/ 2 х 70 = 64415 мм³
Тогда
حтах = 389,2 х 10³/64415 = 6,04 МПа
из чего следует, что
σа = σтах = 12,9 МПа
حа = حтах/2 = 6,04/2 = 3,02
- кv =1,4 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Тогда, из выше сказанного следует, что коэффициенты запаса по нормальным и касательным будут равны:
nσ = 380/{ [2,3/0,65 х 1,4] х 12,9 + 0,1 х 0 } = 11,66
nح = 230/{ [2,2/0,65 х 1,4] х 3,02 + 0,05 х3,02 } = 30,8
Определяем запас прочности и сравниваем его с допускаемым значением:
т.е. n > [ n ].
Запас прочности по слабому месту – удовлетворительный.
Условие выполняется, жесткость вала обеспечена.
2.12. Посадки червячного колеса, шкива, подшипников, муфты на валы в корпус.
1) Посадка червячного колеса на вал Н7/р6 по СТ СЭВ 144-75
2) Посадка полумуфты на вал осуществляется по Н7/т6 по СТ СЭВ 144 - 75
3) Шейки валов под подшипники выполняются с отклонением вала R6.
5) Посадка шкива на вал выполняется по Н7/р6 по СТ СЭВ 144-75
6) Посадка стакана под подшипник качения в корпус осуществляется по Н7/р6 по СТ СЭВ 144 – 75
Отклонения
отверстий в корпусе под
2.13. Смазка редуктора.
На
валу червяка устанавливаются