Привод барабанной печи для обжига пирита

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

 

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ

ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

|                                                                                                                                                      |

 

 

Институт ЭНИН

Кафедра ТПМ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Привод барабанной печи для обжига пирита

Пояснительная записка к курсовому проекту

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                                 Выполнил:

                                                 студент  группы 5А04

                                                 Сентяков Д.С.

                                                 Проверил преподаватель:

                                                 Наплеков В.И.

 

 

 

 

 

 

 

 

Томск 2012

Задание

 

 

      Спроектировать  привод барабанной печи для  обжига пирита. Начертить сборочный  чертёж редуктора, рабочие чертежи  крышки подшипника, зубчатого колеса  и ведомого вала.

[pic]

Рис. 1. Привод барабанной печи для обжига пирита

 

      1 – электродвигатель;

      2 – муфта;

      3 – редуктор;

      4 – цепная  передача;

      5 – зубчатый  венец.

      Исходные  данные:

      - мощность  на зубчатом венце РЗ = 10 кВт;

      - частота  вращения корпуса печи равна 14 об/мин;

      - передаточное  число открытой зубчатой передачи 12.

      Привод неревесивный  нагрузка постоянная.

Содержание

 

 

         Введение 4

      1 Выбор электродвигателя  и кинематический расчёт    электро-

         механического  привода 5

      2 Расчёт  зубчатых колёс 7

      3 Предварительный  расчёт валов и выбор подшипников 13

      4 Конструктивные  размеры шестерни и колеса 14

      5 Конструктивные  размеры корпуса редуктора 15

      6 Расчёт  цепной передачи 16

      7 Первый  этап компоновки редуктора 19

      8 Проверка  долговечности подшиников 21

      9 Проверка  просности шпоночных соединений 27

      10 Уточнённый  расчёт валов 28

      11 Анализ  посадок 33

      12 Система  смазки редуктора 36

      13 Сборка  редуктора 40

           Заключение 42

           Список использованной литературы 43

 

 

 

 

Введение

 

 

      Проект –  это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному  для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание  с принципиальными обоснованиями, и пр.

      Конструктор  должен уметь выполнять кинематические, силовые, прочностные и другие  расчеты; из множества форм, которые  можно придать детали, из множества  материалов, обладающих многочисленными  и разнообразными свойствами, он  должен выбрать такие, которые  позволяют наивыгоднейшим образом  использовать эти свойства для  повышения эффективности и надежности  изделия.

      Целью данной  работы является проектирование  привода в соответствии с предложенной  кинематической схемой.

      Наиболее  существенную часть задания составляет  расчет и проектирование редуктора.

      Редуктором  называют механизм, состоящий из  зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного  агрегата и служащий для передачи  вращения от вала двигателя  к валу рабочей машины. Назначение  редуктора - понижение скорости и  соответственно повышение вращающего  момента ведомого вала по сравнению  с ведущим.

 

 

 

1 Выбор электродвигателя  и кинематический расчёт электромеханического  привода

 

 

      КПД пары  цилиндрических зубчатых колёс  η1 = 0,98 [1, с. 5 табл. 1.1]; коэффициент, учитывающий  потери пары подшипников качения, η2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи  η3 = 0,92; КПД муфты η4 = 0,98, КПД зубчатой  открытой передачи 0,96.

      Общий КПД  привода рассчитывается по формуле

[pic].

      Мощность  на зубчатом венце равна РЗ = 10 кВт (по заданию курсового проекта).

      Требуемая  мощность электродвигателя рассчитывается  по формуле

[pic] кВт.

      По ГОСТ 19523 – 81 [1, с. 390 табл. П1] по требуемой  мощности РТр = 12,15 кВт выбирается  электродвигатель трёхфазный асинхронный  короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой  вращения n = 3000 мин-1 4А160S2 с параметрами  РДв = 15 кВт и скольжением s = 2,1%.

      Номинальная  частота вращения вала электродвигателя  рассчитывается по формуле:

[pic] об/мин.

      Угловая  скорость вращения вала электродвигателя  рассчитывается:

[pic] с-1.

      Частота  вращения корпуса печи равна 14 об/мин (по заданию курсового проекта). Так как передаточное число  открытой зубчатой передачи равняется 12 (по заданию курсового проекта), то скорость вращения вала  А (рисунок 1) рассчитывается

[pic] об/мин.

      Рассчитывается  угловая скорость вращения вала  С

[pic] с-1.

      Передаточное  отношение:

[pic].

      Намечается  для редуктора iр = 5, тогда для  цепной передачи:

[pic].

      Угловая  скорость и частота вращения  ведомого вала редуктора рассчитывается  по формулам

[pic] с-1;

[pic] об/мин.

      Результаты  расчётов сведены в таблице 1.

 

 

      Табл. 1. Частоты  вращения и угловые скорости  валов

|Вал А                                           |nА = 168 об/мин                                 |ωА = 17,58 с-1                                  |

|Вал В                                           |n1 = nвВ = 2937 об/мин                          |ω1 = ωвВ = 307 с-1                              |

|Вал С                                           |n2 = nвС = 587,4 об/мин                         |ω2 = ωвС = 61,4 с-1                             |

 

 

      Вращающие  моменты:

      - на валу  шестерни

[pic] Н*м;

      - на валу  колеса

[pic] Н*м

 

 

 

 

      2 Расчёт  зубчатых колёс редуктора

 

 

      Так как  в задании нет особых требований  в отношении габаритов передачи, выбираются материалы со средними  механическими характеристиками [1, с. 34 табл. 3.3]

      - для шестерни  – сталь 45, термическая обработка  – улучшение, твёрдость НВ 230;

      - для колеса  – сталь 45, термическая обработка  – улучшение, твёрдость НВ 200.

      Допустимые  контактные напряжения рассчитываются  по формуле [1, с. 33]

[pic],

 где σН lim b  – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

KHL     – коэффициент долговечности;

[SH]      – коэффициент безопасности, [SH] = 1,1.

      Для углеродистых  сталей с твёрдостью поверхностей  зубьев менее НВ 350 и термической  обработкой (улучшением) [1, с. 34 табл. 3.2]

σН lim b = 2*НВ + 70.

      При числе  циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной  эксплуатации редуктора принимается KHL = 1.

      Для шестерни

[pic] Мпа.

      Для колеса

[pic] МПа.

Для прямозубых редукторов для проверки на контактные напряжения выбирается значение контактного напряжения для колеса [SH2], так как оно меньше.

      Коэффициент  КНβ,учитывающий неравномерность  нагрузки по ширине венца, несмотря  на симметричное расположение  колёс относительно опор (рисунок 1), принимается выше рекомендуемого, так как со стороны цепной  передачи действуют силы, вызывающие  дополнительную деформацию ведущего  вала и ухудшающие контакт  зубьев. Предварительно принимается, как в случае несимметричного  расположения колёс, значение КНβ = 1,25 [1, с. 32 табл. 3.1].

      Принимается  для прямозубых колёс коэффициент  ширины венца по межосевому  расстоянию [1, с. 36]

[pic].

      Межосевое  расстояние из условия контактной  выносливости активных поверхностей  зубьев рассчитывается по формуле [1, с. 32]

[pic] мм,

 где Ка = 49,5 – для прямозубых колёс [1, с. 32].

      Ближайшее  значение межосевого расстояния  аw = 180 мм.

      Окружной  модуль зацепления принимается  по следующей рекомендации [1, с. 36]

[pic] мм.

      Принимается  по ГОСТ 9563 – 60* [1, с. 36] mt = 3 мм.

      Определяется  суммарное число зубьев [1, с. 37]

[pic].

      Принимается  суммарное число зубьев 120.

      Рассчитывается  число зубьев шестерни по формуле [1, с. 37]

[pic].

      Принимается z1 = 20. Тогда число зубьев колеса  рассчитывается по формуле

[pic],

      Уточнённое  передаточное число определяется  по формуле [1, с. 37]

[pic].

      Расхождение  с принятым ранее передаточным  отношением iр = 5 не должно превышать 4,5% [1, с. 37]. Ниже проверяется это  условие

[pic] %,

      что меньше  допускаемого 4,5 %.

      Окончательно  принимается передаточное число u = 5.

      Рассчитываются  основные размеры шестерни и  колеса:

      - диаметры  делительные

[pic] мм;

[pic] мм,

      проверка:

[pic] мм;

      - диаметры  вершин зубьев

[pic] мм;

[pic] мм;

      - диаметры  вgпадин зубьев

[pic] мм;

[pic] мм;

      - ширина  колеса

[pic] мм;

      - ширина  шестерни

[pic] мм.

      Определяется  коэффициент шестерни по диаметру

[pic].

      Окружная  скорость колёс рассчитывается  по формуле

[pic] м/с.

             При такой скорости для прямозубых  колёс принимается 8-ая степень  точности [1, с. 32].

      Коэффициент  нагрузки рассчитывается по формуле

[pic],

      При ψbd = 0,83, твёрдости НВ < 350 и несимметричном  расположении колёс с учётом  изгиба ведомого вала от натяжения  цепной передачи КНβ = 1,08 [1, с. 39 табл. 3.5].

      Для прямозубых  передач  КНα = 1 [1, с. 32].

      Для прямозубых  колёс при v > 5 м/с коэффициент  КНv – не учитывается [1, с. 40 табл. 3.6].

      Таким образом, коэффициент нагрузки равен:

[pic].

      Проверяются  контактные напряжения по формуле [1, с. 31]:

[pic] МПа,

      что меньше [σH] = 428 МПа. Условие прочности выполнено.

      Рассчитываются  силы, действующие в зацеплении [1, с. 158]:

      - окружная

[pic] Н;

      - радиальная

[pic] Н.

      Зубья проверяются  на выносливость по напряжениям  изгиба [1, с. 46]

[pic],

 где КF  – коэффициент нагрузки;

      YF  – коэффициент, учитывающий форму зуба;

      Коэффициент  КF  рассчитывается по формуле [1, с. 42]

[pic],

 где КFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

     нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки);

КFv – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки

(коэффициент  динамичности).

      При ψbd = 0,83, твёрдости НВ < 350 и несимметричном  расположении зубчатых колёс  относительно опор коэффициент  принимается КFβ ≈ 1,17 [1, с. 43 табл. 3.7].

      Для прямозубых  колёс 8-ой степени точности и  скорости от 8 до 12,5 м/с коэффициент  КFv не учитывается [1, с. 43 табл. 3.8].

      Тогда коэффициент  нагрузки равен:

[pic].

      Принимаются  коэффициенты YF:

      - для шестерни  – YF1 = 4;

      - для колеса  – YF2 = 3,61;

      Допускаемое  напряжение при проверке на  изгиб определяют по формуле [1, с. 43]

[pic],

 где SF – коэффициент безопасности.

      Для стали 45 улучшенной предел выносливости  при отнулевом цикле изгиба [pic] [1, с. 44 табл. 3.9].

      Для шестерни [pic] МПа.

      Для колеса [pic] МПа.

      Коэффициент  безопасности рассчитывается по  формуле [1, с. 43]

[pic].

      Для стали 45 улучшенной коэффициент [SF]' = 1,75 [1, с. 44 табл. 3.9]; коэффициент [SF]'' = 1 – для  поковок и штамповок. Следовательно, [SF] = 1,75.

      Допускаемые  напряжения:

      - для шестерни

[pic] МПа;

      - для колеса

[pic] МПа.

      Проверку  на изгиб следует проводить  для того зубчатого колеса, для  которого отношение [σF]/ YF  меньше. Ниже рассчитываются эти отношения:

      - для шестерни

[pic] МПа;

      - для колеса

[pic] МПа.

      Проверка  на изгиб проводится для колеса [1, с. 46]

[pic] МПа.

      Получили, что:

[pic],

      следовательно, условие проверки зубьев на  выносливость по напряжениям  изгиба выполняется.

 

 

      3 Предварительный  расчёт валов и выбор подшипников

 

 

      Предварительный  расчёт валов проводят на кручение, проводят на кручение, принимая  пониженные допускаемые напряжения.

      Ведущий  вал (рис. 1; вал В).

      Допускаемое  напряжение на кручение принимается [τк] = 25 МПа. Определяется диаметр  выходного конца вала [1, с. 161]

[pic] мм.

      Так как  вал редуктора соединён муфтой  с валом электродвигателя, то  необходимо согласовать диаметры  ротора dдв и вала dв1. У подобранного  электродвигателя [1, с. 391, табл. П2] dдв = 42 мм.

      Типоразмер  муфты выбирают по диаметру  вала электродвигателя, исходя из  условия

[pic] мм.

      Окончательно  принимается dв1 = 36 мм.

      Муфта проверяется  по величине расчётного вращающего  момента [1, с. 277]

[pic].

      k = 1,2 [1, с. 272, табл. 11.3]; Тном = Т1 = 38,97 Н*м.

      Тогда

[pic]

      Размеры  выбранной муфты представлены  в табл. 2.

 

 

      Табл. 2. Параметры  выбранной муфты

|[T], Н*м                           |d, мм                              |D, мм                              |l, не более, мм                    |

|250                                |36                                 |140                                |225                                |

 

 

      Диаметр  вала под подшипниками принимается dп1 = 40 мм.

      Ведомый  вал (рис. 1; вал С).

      Учитывая  влияние изгиба вала от натяжения  цепи, принимается [τк] = 20 МПа.

      Определяется  диаметр выходного конца вала

[pic] мм.

      Принимается  ближайшее большее значение из  стандартного ряда [1, с. 161] dв2 = 36 мм.

      Диаметр  вала под подшипниками принимается dп2 = 40 мм.

      Диаметр  вала под зубчатым колесом dк2 = 45 мм.

 

 

      4 Конструктивные  размеры шестерни и колеса

 

 

      Шестерня  выполняется за одно целое  с валом [1, с. 232, рис. 10.6, а], её размеры  определены ранее: d1 = 60 мм; dа1 = 66 мм; b1 = 50 мм.

      Колесо кованное [1, с. 231, рис. 10.2, а и табл. 10.1]: d2 = 300 мм; dа2 = 306 мм; b2 = 45 мм.

      Диаметр  ступицы [pic] мм, принимается dст = 72 мм;

      длина ступицы

[pic] мм,

      принимается lст = 54 мм.

      Толщина  обода

[pic] мм,

      принимается  δ0 = 10 мм.

      Толщина  диска [pic] мм, принимается С = 14 мм.

 

 

      5 Конструктивные  размеры корпуса редуктора

 

 

      Толщина  стенок корпуса и крышки:

[pic] мм,

      принимается  δ = 8 мм;

[pic] мм,

      принимается  δ1 = 8 мм.

      Толщина  фланцев поясов корпуса и крышки:

      - верхнего  пояса корпуса и пояса крышки

[pic] мм; [pic] мм;

      - нижнего  пояса корпуса

[pic] мм,

      принимается  р = 20 мм.

      Диаметр  болтов:

      - фундаментных

[pic] мм,

      принимаются  болты с резьбой М20;

      - крепящих  крышку корпуса у подшипников

[pic] мм,

      принимаются  болты с резьбой М16;

      - соединяющих  крышку с корпусом

[pic] мм,

      принимаются  болты с резьбой М12.

 

 

      6 Расчёт  цепной передачи

 

 

      Выбирается  приводная роликовая однорядная  цепь [1, с. 147, табл. 7.15].

      Вращающий  момент на ведущей звёздочке

[pic] Н*мм.

      Передаточное  отношение было принято ранее

iц = 3,49.

      Число зубьев:

      - ведущей  звёздочки [1, с. 148]

[pic];

      - ведомой  звёздочки

[pic].

      Принимается z3 = 24; z4 = 84.

      Тогда передаточное  число

[pic].

      Отклонение

[pic] %,

      что допустимо.

      Расчётный  коэффициент нагрузки [1, с. 149]

[pic],

 где kД  – динамический коэффициент при спокойной нагрузке (привод к барабанной печи), kД  = 1;

kа  – учитывает  влияние межосевого расстояния, kа  = 1;

kи  – учитывает  влияние угла наклонов линии  центров, kи  = 1 (γ = 0o).

      kр   –  учитывает способ регулирования  цепи, kр = 1,25 (при периодическом

              регулировании натяжения цепи);

      kсм =1 при  непрерывной смазке;

      kп   –  учитывает продолжительность работы  в сутки, kп = 1 (при односмен-

              ной работе).

      Для определения  шага цепи надо знать допускаемое  давление [p] шарнирах цепи. В табл. 7.18 Допускаемое давление [p] задано  в зависимости от частоты вращения  ведущей звёздочки и шага t. Поэтому  для расчёта шага цепи величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звёздочка имеет частоту  вращения

n2 = 587,4 об/мин.

      Среднее  значение допускаемого давления  при n ≈ 750 об/мин [p] = 15 МПа.

      Шаг однорядно  цепи

[pic] мм.

      Подбирается  цепь ПР-25,4-60 по ГОСТ 13568 – 75, имеющая t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60 кН; массу q = 2,6 кг/м; Аоп = 179,7 мм2.

 

 

      Скорость  цепи

[pic] м/с.

      Окружная  сила

[pic] Н.

      Давление  в шарнире проверяем по формуле [1, с. 150]

[pic] МПа.

      Уточняется [1, с. 150, табл. 7.18] допускаемое давление [p], равное

[pic] МПа.

      Условие [pic] выполнено.

      Определяется  число звеньев цепи по формуле [1, с. 148]

[pic].

      [pic];

      [pic];

      [pic].

      Тогда

[pic].

      Округляем до чётного числа Lt = 156.

      Уточняем  межосевое расстояние цепной  передачи по формуле

[pic]

[pic] мм.

      Для свободного  провисания цепи предусматривается  возможность уменьшения межосевого  расстояния на 0,4 %, то есть на 1272*0,004 = 5 мм.

      Определяются  диаметры делительных окружностей  звёздочек

[pic] мм;

[pic] мм.

      Определяются  диаметры наружных окружностей  звёздочек

[pic] мм,

 где d1  = 15,88 мм – диаметр ролика цепи [1, c. 147, табл. 7.15].

[pic] мм.

      Силы, действующие  на цепь:

      - окружная Ftц = 1916 Н – определена ранее;

      - от центробежных  сил

[pic] Н;

      - от провисания

[pic] Н,

 где kf  = 6 при угле наклона передачи 0о [1, c. 151].

      Расчётная  нагрузка на валы

[pic] Н.

      Проверяется  коэффициент запаса прочности  цепи

[pic].

      Это больше, чем нормативный коэффициент  запаса [s] = 8,9 [1, c. 151, табл. 7.19], следовательно, условие s = 27,21 > [s] = 8,9 выполнено.

      Размеры  ведущей звёздочки:

      - ступица  звёздочки

[pic] мм, принимается dст = 58 мм;

[pic] мм,

      принимается lст = 50 мм.

      - толщина  диска звёздочки

[pic] мм.

 

 

      7 Первый  этап компоновки редуктора

 

 

      Первый этап  служит для приближённого определения  положения зубчатых колёс и  шкива относительно опор для  последующего определения опорных  реакций и подбора подшипников. Компоновочный чертёж выполняется  в одной проекции – разрез  по осям валов при снятой  крышке редуктора.

      Примерно  посредине листа параллельно  его длинной стороне проводится  горизонтальная осевая линия; затем  – вертикальные линии – оси  валов на расстоянии аw = 180 мм.

      Вычерчивается  упрощённо шестерня и колесо  в виде прямоугольников; шестерня  выполнена за одно целое с  валом; длина ступицы колеса превышает  ширину венца и выступает за  пределы прямоугольника.

      Очерчивается  внутренняя стенка корпуса:

      а) принимается  зазор между торцом шестерни  и внутренней стенкой корпуса  А1 = 1,2*δ = 1,2*8 = 9,6 мм;

      б) принимается  зазор от окружности вершин  зубьев колеса до внутренней  стенки корпуса А = δ = 8 мм;

      в) принимается  расстояние между наружным кольцом  подшипника ведущего вала и  внутренней стенкой корпуса А = δ = 8 мм.

      Предварительно  намечаются радиальные шарикоподшипники  средней серии; габариты подшипников  выбираются по диаметру вала  в месте посадки подшипников dп1 = 40 мм; dп2 = 45 мм.

      Выбираются  подшипники [1, с. 394, табл. П3]. Габариты  подшипников указаны в таблице 4.

 

 

      Табл. 4. Габариты  выбранных подшипников

|Условное обозначение            |d                    |D                    |B                    |Грузоподъёмность, кН                       |

|подшипника                      |                     |                     |                     |                                           |

|                                |Размеры, мм                                                      |С                    |С0                   |

|208                             |40                   |80                   |18                   |32,0                 |17,8                 |

|Примечание. Наружный диаметр  подшипника D = 80 мм оказался больше  диаметра окружности вершин зубьев da1 = 66 мм.                              |

 

 

      Решается  вопрос о смазывании подшипников. Принимается для подшипников  пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания  смазки внутрь колеса и вымывания  пластичного смазочного материала  жидким маслом из зоны зацепления  устанавливаются мазеудерживающие  кольца. Их ширина определяет  размер у = 8 [pic] 12 мм. Принимается  у = 10 мм.

      Измерением  находятся расстояния:

      - на ведущем  валу l1 = 55,6 мм;

      - на ведомом  валу l2 = 55,6 мм.

      Принимается  окончательно l1 = l2 = 56 мм.

      Глубина  гнезда подшипника lг = 1,5*В. Для подшипника 208 В = 19;  lг = 1,5*18 = 27 мм, принимается lг = 27 мм.

      Толщину  фланца Δ крышки подшипника  принимается примерно равной  диаметру d0 отверстия; в этом фланце  Δ = 8 мм [1, с. 303, рис. 12.7]. Высота головки  болта принимается 0,7*dб = 0,7*8 = 5,6 мм. Устанавливается  зазор в 10 мм между головкой  болта и торцом соединительного  пальца цепи. Длина пальца l принимается  на 5 мм больше шага t. Таким образом,  l = t + 5 = 25,4 + 5 = 30,4 мм.

      Измерением  находится расстояние l3 =73,8, определяющее  положение звёздочки относительно  ближайшей опоры.

      Окончательно  принимается l1 = l2 = 56 мм, l3 = 74 мм.

 

 

      8 Проверка  долговечности подшипника

 

 

      Ведущий  вал (рис. 1).

      Из предыдущих  расчётов: Ft = 1298 H, Fr = 472 H; из первого  этапа компоновки редуктора l1 = 56 мм.

[pic]

Рис. 2. Расчётная схема ведущего вала

 

 

      Реакции  опор:

      - в плоскости xz

[pic] Н;

      - в плоскости  уz

[pic]

[pic] Н;

[pic]

[pic] Н.

      Проверка: [pic] Н.

      Суммарные  реакции:

[pic] Н;

[pic] Н.

      Строится  эпюр изгибающих моментов относительно  оси x в характерных сечениях

[pic] Н*м;

[pic] Н*м;

[pic] Н*м.

      Строится  эпюр изгибающих моментов относительно  оси y в характерных сечениях

[pic] Н*м;

[pic] Н*м;

[pic] Н*м.

      Подшипники  подбираются по более нагруженной  опоре 1.

      Намечаются  радиальные шариковые подшипники 208 [1, с. 393, табл. П3]: d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; С = 32 кН; С0 = 17,8 кН.

      Эквивалентная  нагрузка определяется по формуле

[pic],

      В которой  радиальная нагрузка Pr1 = 691 Н; V = 1 (вращается  внутреннее кольцо); коэффициент  безопасности КБ = 1,3 [1, с. 214 табл. 9.19]; КТ = 1 [1, с. 214 табл. 9.20].

      Для прямозубых  редукторов Х = 1; Y = 0 [1, с. 212 табл. 9.18].

[pic] Н;

      Расчётная  долговечность, млн. об., рассчитывается  по формуле [1, с. 211]

[pic] млн. об.

      Расчётная  долговечность

[pic] ч.

      Ведомый  вал (рис. 1) несёт такие же нагрузки  как и ведущий: Ft = 1298 H, Fr = 472 H; из  первого этапа компоновки редуктора l1 = l2 = 56 мм, l3 = 74 мм.

      Нагрузка  на вал от цепной передачи Fв = 2308 Н.

 

 

[pic]

Рис. 3. Расчётная схема ведомого вала

 

 

      Реакции  опор:

      - в плоскости xz

[pic]

[pic] Н;

      Знак минус  говорит о том, что фактическое  направление реакции противоположное.

[pic]

[pic] Н;

      Проверка:

[pic] Н.

      - в плоскости  уz

[pic]

[pic] Н;

[pic]

[pic] Н.

      Проверка: [pic] Н.

      Суммарные  реакции:

[pic] Н;

[pic] Н.

      Строим эпюр  изгибающих моментов относительно  оси x в характерных сечениях

[pic] Н*м;

[pic] Н*м;

[pic] Н*м;

[pic] Н*м.

      Строим эпюру  изгибающих моментов относительно  оси y в характерных сечениях

[pic]  Н*м;

[pic] Н*м;

[pic] Н*м;

[pic] Н*м.

      Подшипники  подбираются по более нагруженной  опоре 4.

      Намечаются  радиальные шариковые подшипники 208 [1, с. 394, табл. П3]: d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; С = 32 кН; С0 = 17,8 кН.

      Эквивалентная  нагрузка определяется по формуле

[pic],

      В которой  радиальная нагрузка Pr4 = 4488 Н; V = 1 (вращается  внутреннее кольцо); коэффициент  безопасности КБ = 1,3 [1, с. 214 табл. 9.19]; КТ = 1 [1, с. 214 табл. 9.20].

      Для прямозубых  редукторов Х = 1; Y = 0 [1, с. 212 табл. 9.18].

[pic] Н;

      Расчётная  долговечность, млн. об., рассчитывается  по формуле [1, с. 211]

[pic] млн. об.

      Расчётная  долговечность

[pic] ч.

 

      9 Проверка  прочности шпоночных соединений

 

 

      Шпонки призматические  со скруглёнными торцами.

      Размеры  сечений шпонок и пазов и  длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 89 [1, с. 169, табл. 8.9].

      Материал  шпонок – сталь 45 нормализованная.

      Напряжения  смятия и условие прочности  по формуле [1, с. 170]

[pic]

      Допускаемые  напряжения смятия при стальной  ступице [σсм] = 100 [pic] 120 МПа, при чугунной [σсм] = 50 [pic] 70 МПа.

      Ведущий  вал.

      d = 36 мм; b[pic]h = 10[pic]8 мм; t1 = 5 мм; длина шпонки l = 40 мм (при длине ступицы полумуфты  МУВП 50 мм). Момент на ведущем валу  Т1 = 38,97*103 Н*мм.

[pic]

      (материал  полумуфт МУВП – чугун марки  СЧ 20).

      Ведомый  вал.

      Проверяется  шпонка под звёздочкой: d = 36 мм; b[pic]h = 10[pic]8 мм; t1 = 5 мм; длина шпонки l = 45 мм (при длине ступицы звёздочки 50 мм). Момент на ведущем валу  Т2 = 186,26*103 Н*мм.

[pic],

      (обычно  звёздочки изготавливают из термообработанных  углеродистых или легированных  сталей).

      Проверяется  шпонка под зубчатым колесом: d = 45 мм; b[pic]h = 14[pic]9 мм; t1 = 5,5 мм; длина  шпонки l = 46 мм. Момент на ведущем  валу Т2 = 186,26*103 Н*мм.

[pic].

      Условие  σсм < [σсм] выполнено.

 

 

 

 

 

 

 

 

      10 Уточнённый  расчёт валов

 

 

      Принимается, что нормальные напряжения от  изгиба изменяются по симметричному  циклу, а касательные от кручения  – по отнулевому (пульсирующему).

      Уточнённый  расчёт валов состоит в определении  коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении  их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].

      Расчёт будет  производиться для предположительно  опасных сечений каждого из  валов.

      Ведущий  вал.

      Материал  вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно  целое с валом), т.е. сталь 45, термическая  обработка – улучшение.

      При диаметре  заготовки до 90 мм (da1 = 40,5 мм) среднее  значение σв = 780 МПа [1, с. 34, табл. 3.3].

      Предел прочности  при симметричном цикле изгиба

[pic] МПа.

      Предел выносливости  при симметричном цикле касательных  напряжений

[pic] МПа.

      Сечение  А-А (рис. 2).

      Это сечение  при передаче вращающего момента  от электродвигателя через муфту  рассчитывается на кручение. Концентрацию  напряжений вызывает наличие  шпоночной канавки.

      Коэффициент  запаса прочности по касательным  напряжениям