Проект привода цепного конвейера

Содержание

Вступление

1. Кинетический и силовой расчёт привода

1.1 Кинематическая схема привода

1.2 Выбор двигателя

1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням

1.4 Силовые и кинематические параметры привода

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Исходные данные для расчёта передачи

2.2 Механический расчет

3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

3.3 Определение геометрических параметров

3.4 Проверочный расчет передачи

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

4.3 Определение геометрических параметров

4.4 Проверочный расчет передачи

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

5. Условный расчет валов

5.1 Определение диаметров входного вала редуктора

6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени

6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени

6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)

6.4 Определение диаметров выходного вала

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]

7.2 Размеры необходимые для черчения

8. Выбор шпонок и их проверочный расчет

9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность

9.1 Расчет вала на несущую способность

9.2 Расчет вала на прочность

10. Расчет подшипников качения

10.1 Определение реакции в опорах

10.2 Определение коэффициентов

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

10.4 Определяем долговечность подшипников

10.5 Выбор муфты

10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты

11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения

Литература

Вступление

Развитие народного хозяйства Украины тесно связано с развитием машиностроения, так как материальная мощность современной страны базируется на технике – машинах, механизмах, аппаратах, приводах, которые выполняют разную полезную работу. В наше время нет ни одной области народного хозяйства, где бы не применялись машины и механизмы в широких масштабах. Благодаря этому осуществляется комплексная механизация в промышленности, в сельском хозяйстве, в строительстве, на транспорте. Это заставляет уделять большое внимание при проектировании и усовершенствования конструкций современных машин и механизмов. Машины и механизмы, которые проектируются, должны иметь высокие эксплуатационные показатели, не большое количество энергии и эксплуатационных материалов, должны быть экономичными, как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании.

1. Кинетический и силовой расчёт привода

Согласно техническому заданию на курсовой проект по дисциплине «Детали машин» необходимо спроектировать привод цепного конвейера, который состоит из двигателя, клиноременной передачи, двухступенчатого цилиндрического ора и муфты. При проектировании деталей привода использованы современные критерии оценки их работоспособности – прочность, жесткость и износостойкость. Кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Кинематическая схема привода

Рис 1.1

Таблица 1.1

Исходные данные для кинематического и силового расчета привода

Название параметров	Обозначения в формулах	Единица измерения	Величина параметра
Окружная сила	F1	Н	28000
Скорость		м/с	0,5
Число зубьев	z	-	9
Шаг цепи	р	мм	160
Режим работы	P	-	С
Число смен	T	-	1

1.2 Выбор двигателя

Работа над курсовым проектом по дисциплине «Детали машин» подготавливает студентов к решению более сложных задач общетехнического характера в своей дальнейшей практической деятельности.

Определяем необходимое усилие на валу 1 двигателя, кВт,

кВт

где N_>5> – усилие на приводном валу 5, кВт, η_>общ> - общий кпд.

кВт,

η_>общ>= η_>12>η_>23> η_>34>η_>45>_>>= 0,95· 0,95· 0,96· 0,98 = 0,85,

где_>>η_>12=> η_>кр>=0,95 – кпд между 1 и 2 валами; η_>23>= η_>цп>· η _>кр> =0,96·0,99=0,95 – кпд между 2 и 3 валами; η_>34>=η_>цп·> η_>оп>=0,97·0,99=0,96 – кпд между 3 и 4 валами; η_>45>= η_>м·> η_>оп> η_>оп>=1·0,99·0,99=0,98 – кпд между 4 и 5 валами.

Средние значения кпд принимаем из [1], табл. 1.1

η_>кр> =0,95-кпд клиноременной передачи;

η_>цп>=0,97-кпд цилиндрической передачи;

η_>оп>=0,99-кпд в опорах;

η_>м>=1,0-кпд муфты.

Принято, что валы привода установлены на подшипниках качения.

Определяем угловую скорость и частоту вращения вала электродвигателя.

рад/с

где рад/с – угловая скорость на 5 валу

где

- общее передаточное отношение привода.

Средние значения ориентировочных передаточных чисел принимаем из [2], табл. 5.5, с 74.

- ориентировочное передаточное число клиноременной передачи; - ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи I ступени; - ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи II ступени; - ориентировочное передаточное число муфты.

Определяем частоту вращения вала 1

об/мин.

Выбираем электродвигатель исходя из условий .

Из [3], табл.2.4, с.23, выбираем электродвигатель 4АН180М6, кВт об/мин и для дальнейших расчётов выполняем переход от к

рад/с

1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням

Определяем действительное общее передаточное число привода при выбранном двигателе.

Проводим разбиение по степеням.

Принимаем ; ; .

Тогда

1.4 Силовые и кинематические параметры привода

Определяем мощности на валах:

кВт ; кВт ;

кВт ; кВт;

кВт (див.розд.1.2.1.)

Определяем угловые скорости валов:

рад/с;

рад/с.

Определяем крутящие моменты на валах:

Нм; Нм;

Нм; Нм;

Нм.

Результаты расчётов сводятся в табл.1.2 и являются исходными данными для всех следующих расчётов.

Таблица 1.2

Результаты кинетического и силового расчётов привода

Параметры № вала	N, кВт	ω рад/с	М,Нм
1	16,5	102,05	161,7	2,98	47,68
2	15,7	34,24	458,5
4
3	14,9	8,56	1740
4
4	14,3	2,14	6682
1
5	13	2,4	6542

2. Расчет клиноременной передачи

Схема клиноременной передачи

Рис 2.1

2.1 Исходные данные для расчёта передачи

Таблица 2.1

Исходные данные для расчета передачи

Параметры

№шва

N, кВт

w, рад/с

М, Нм

ид12

и добщ

16,5

102,05

161,7

2,98

47,68

15,7

34,24

458,5

2.2 Механический расчет

Сечение ремня по табл. 5.6 ([8], с. 69)

Рис 2.2

При заданном значении М принимаем сечение ремня (В).

Диаметр меньшего шкива

Минимально допустимый диаметр шкива d_>min>= 63 мм.

Для повышения коэффициента полезного действия передачи, увеличения долговечности и тяговой способности ремней, уменьшение числа ремней принимаем d_>1>=100 мм.

Диаметр большего шкива: d_>2>=d_>1>·i_>кл>=100∙2,98=298

Скорость ремня: ;

где v – скорость ремня, м/с.

Частота вращения ведомого вала ;

где n_>2> – частота вращения ведомого вала, об/мин.; - коэффициент скольжения; принимаем = 0,01

об/мин.

Ориентировочное межосевое расстояние

Принимаем a_>0>=400 мм.

Длина ремня

;

где L - длина ремня, мм;

;

мм.

В соответствии с ГОСТ 1284.1-80 принимаем L = 1600 мм.

Окончательное межосевое расстояние

;

мм.

Принимаем a = 500 мм.

Наименьшее расстояние, необходимое для надевания ремня

a_>наим>= a- 0,01L;

a_>наим>= 500-0,01·1600 = 484 мм.

Наибольшее расстояние, необходимое для компенсации вытяжки ремня

a_>наиб>= a- 0,025L;

a_>наиб>= 500-0,025·1600 = 460 мм.

Коэффициент динамичности и режима работы

с_>р>= 1,1

Угол обхвата

;

где - угол обхвата, º;

По табл. 5.7 ( 5, с.71) величина окружного усилия р_>0> , передаваемого одним ремнем р_>0>=124 Н (на один ремень)

Допускаемое окружное усилие на один ремень

[р]=р_>0>×С_>α>×С_>L>×C_>Р>,

где С_>α>=1-0,003(180-α_>1>)=1- 0,003(180-156,24)=0,93

Коэффициент, учитывающий длину ремня

, так как расчетная длина L=1600=L_>0>

Коэффициент режима работы С_>р>=1, следовательно

[р]=824∙0,93=757

где р_>0>=814 ( по табл. 5,7 [8], с. 71 )

Окружное усилие

Расчетное число ремней ; .

Принимаем Z = 4

3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Рис.3.1.

Исходные данные для расчета передачи Таблица 3.1.

параметры

№ вала

N, кВт

ω, рад/с

M,Нм

ид34

идобщ

15,7

34,24

458,5

4,0

47,68

14,9

8,56

1740

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес

Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВ_>ш>= НВ_>к>+ (20…50).

Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни – сталь 50, для колеса – сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.

Таблица 3.2

Материалы зубчатых колес.

	Материал	Термообработка	Предел теку-чести, σт, МПа	Твердость, НВ
Шестерня	Сталь 50	нормализация	380	180
Колесо	Сталь 40	нормализация	340	154

Допустимые контактные напряжения:

где σ_>Н>_>lim>_>>– граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений N_>Н0>_>>= 30 НВ^2,4, (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ, σ_>Н>_>lim>_>>_>b>_>>= 2 НВ +70):

σ_>Н>_>l>_>im>_>>_>b>_>ш>_>>= 2·180+70=430МПа, σ_>Н>_>lim>_>>_>b>_>к>=2· 154 + 70=378 МПа;

N_>Н0ш>_>>= 30·180^2,4 = 7,76·10⁶, N_>Н0к>= 30 · 154^2,4 = 5,3·10⁶;

S_>Н>_>>– коэффициент безопасности (запас прочности), учитывается от термообработки и характера нагрузок, принимаем S_>Н> = 1,1, [6];

К_>Н>_>L> – Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения N_>Н0>и дополнения (N_>Σ>·К_>НЕ>); К_>НЕ> – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем К_>НЕ> = 0,06.

N_>Σ>- суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

где L_>h> –время службы передачи, для односменной работы L_>h>=1·10⁴ час.

, .

N_>Σш>· К_>НЕ>=1,96 · 10⁸· 0,06 = 1,17 · 10⁶< N_>Н0ш>= 7,76 · 10⁶,

N_>Σк>· К_>НЕ> = 0,49 · 10⁸· 0,06 =2,9 · 10⁶< N_>Н0ш>= 5,3 ·10⁶.

Так как в обоих случаях N_>Н0>>N_>Σ> · К_>НЕ>, то коэффициент долговечности

Мпа; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

где σ_>F>_>lim>_>b>_>>– граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений N_>Fо>= 4 · 10⁶, [6], (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ, σ_>F>_>lim>_>b>_>>= НВ + 260):

σ_>F>_>lim>_>b>_>ш>= 180 +260 = 440МПа, σ_>F>_>lim>_>b>_>к>= 154 + 260 = 414 МПа;

S_>F> – коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем S_>F>_>>= 1,8, K_>FL>_>>– коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением N_>F0>и (N_>Σ>K_>F>_>Е>); K_>F>_>Е>– коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем K_>F>_>Е>= 0,02.

N_>Σ>_>m>· K_>F>_>Е>= 1,05·10⁸·0,02 = 2,1·10⁶< N_>F0>= 4·10⁶,

N_>Σк>· K_>F>_>Е>= 0,26·10⁸·0,02 = 0,52·10⁶< N_>F0> = 4·10⁶.

Так как в обоих случаях N_>F0>> N_>Σ> K_>F>_>Е>, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

; .

K_>FC>_>>- коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи К_>Н>_>L> – 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[σ_>Н>]_>max>_>>= 2,8 σ_>Т>.

[σ_>Н>]_>max>_>
ш>= 2,8·380 = 1064 МПа, [σ_>Н>]_>max>_>
к> =2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[σ_>F>]_>max>_>>= 0,8 σ_>Т>.

[σ_>F>]_>max>_>ш>= 0,8·380 = 304 МПа., [σ_>F>]_>max>_>к> = 0,8·340 = 272 МПа.

3.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

где К_>а>– коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач К_>а> = 4300 Па^1/3; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

ψ_>ba> = 0,45; и = и^д_>34>= 4;

К_>Нβ>– коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ψ_>bd>_>>= 0,5 ψ_>ba> (и+1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи К_>Нβ>= 1,046; [σ_>Н>] – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа.

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

где β – угол наклона зубьев, для косозубой передачи β = 20°;

Z_>ш>_>>– число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Z_>ш>= 20;

Z_>ш> – число зубьев колеса, Z_>к>_>>= Z_>ш>и = 20·4 = 80_>>.

Согласно [6], табл.1.3, принимаем m_>п>= 5 мм.

- ширина: b_>к>= ψ_>d>_>а>а_>w>= 0,45 · 266 = 119,7 мм. Принимаем b_>к>= 120 мм.

3.4 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную усталость.

где Z_>Н>– коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - Z_>Н>= 1,75, [6];

Z_>М>= 275 · 10³ Па^1/2- коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

Z_>Е>- коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - Z_>Е>= 0,8, [6];

К_>Н>= К_>На> К_>Н
β>К_>Н>_>V>_>>– коэффициент нагрузки : К_>На>– коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, К_>Н
а>= 1,15; К_>Н
β>= 1,046, см. разд.3.3.1, К_>Н>_>V>_>>– коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при

; К_>HV>=1.02; К_>Н>=1,15∙1,046∙1,02=1,22.

Так как σ_>Н>= 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σ_>Н>], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

где К_>п>=2,2, [σ_>Н>]_>max> – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

где - Y_>F>_>>- коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев Z_>V>_>>, для косозубой передачи: , Y_>Fш>=3,92; ,Y_>Fк>= 3,6.

Y_>E>_>>- коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y_>E>_>>=1,0.

Y_>β>- коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

К_>F>= К_>Fа> К_>
Fβ>К_>F>_>V>- коэффициент нагрузки: К_>Fа>– коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - К_>Fа>=1,0, [6], табл. 1,8; К_>
Fβ>–коэффициент

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Рис 3.2.

Геометрический расчет передачи (см. рис. 3.2).

Межосевое расстояние

Принимаем а_>w>= 266 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни:

- делительный диаметр:

- диаметр вершин зубьев: d_>аш> = d_>ш>+ 2m_>n> = 106,4+ 2 · 5= 116,4мм;

- диаметр впадин: d_>ƒ>_>ш> = d_>ш>– 2,5m_>n> = 106,4 – 2,5 · 5= 93,9мм;

- ширина: b_>ш>= b_>к> + 5 мм = 120 + 5 = 125 мм.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев: d_>ак>= d_>к>+ 2m_>n> = 425,5 +2 · 5 = 696 мм;

- диаметр впадин: d_>ƒ>_>к>= d_>к>– 2,5m_>n> = 425,5 – 2,5 · 5 = 413 мм;

распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψ_>ba> = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К_>
Fβ>= 1,09; К_>F>_>V>- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при К_>F>_>V>_>>= 1,05; К_>F>= 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

σ_>F>_>ma>_>х>= σ_>F>К_>п>≤ [σ_>F>]_>max΄>

где К_>п>– коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - К_>п>=2,2.

σ_>F>_>ma>_>х
ш>= 114 · 2,2 = 250,8 МПа ≤ [σ_>F>]_>max>_>
ш>= 304 МПа,

σ_>F>_>ma>_>х
к>= 92 · 2,2 = 202,4 МПа ≤ [σ_>F>]_>max>_>
к>= 272 МПа.

Условия выполняются.

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила F_>аш>= F_>ак>= F_>t>_>к>tgβ = 8651· tg 19,95⁰ = 3139 Н

Схема сил в зацеплении

Рис.3.3.

4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Рис.4.1.

Исходные данные.

Таблица 4.1.

Исходные данные для расчета передачи

параметры

№ вала

N, кВт

ω, рад/с

M,Нм

ид34

идобщ

14,9

8,56

1740

47,68

14,3

2,14

6682

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес.

Таблица 4.2.

Материалы зубчатых колес

	Материал	Термообработка	Предел теку-чести, σт, МПа	Твердость, НВ
Шестерня	Сталь 50	нормализация	380	180
Колесо	Сталь 40	нормализация	340	154

Допустимые контактные напряжения:

σ_>Н>_>l>_>im>_>>_>b>_>ш>_>>= 2·180+70=430МПа, σ_>Н>_>lim>_>>_>b>_>к>=2· 154 + 70=378 МПа;

N_>Н0ш>_>>= 30·180^2,4 = 7,76·10⁶, N_>Н0к>= 30 · 154^2,4 = 5,3·10⁶;

K_>FL>_>>– коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением N_>F0>и (N_>Σ>K_>F>_>Е>); K_>F>_>Е>– коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем K_>F>_>Е>= 0,02.

N_>Σ>_>m>· K_>F>_>Е>= 1,05·10⁸·0,02 = 2,1·10⁶< N_>F0>= 4·10⁶,

N_>Σк>· K_>F>_>Е>= 0,26·10⁸·0,02 = 0,52·10⁶< N_>F0> = 4·10⁶.

Так как в обоих случаях N_>F0>> N_>Σ> K_>F>_>Е>, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

;

K_>FC>_>>- коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи К_>Н>_>L> – 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[σ_>Н>]_>max>_>>= 2,8 σ_>Т>.

[σ_>Н>]_>max>_>
ш>= 2,8·380 = 1064 МПа, [σ_>Н>]_>max>_>
к> =2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[σ_>F>]_>max>_>>= 0,8 σ_>Т>.

[σ_>F>]_>max>_>ш>= 0,8·380 = 304 МПа., [σ_>F>]_>max>_>к> = 0,8·340 = 272 МПа.

4.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

ψ_>ba> = 0,45; и = и^д_>34>= 4;

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

S_>Н>_>>– коэффициент безопасности (запас прочности ), зависит от термообработки и характера нагрузок, принимаем S_>Н> = 1,1, [6];

N_>Σ>- суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

где L_>h> –время службы передачи, для односменной работы L_>h>=1·10⁴ час.

, .

N_>Σш>· К_>НЕ>=0,49 · 10⁸· 0,06 = 2,94 · 10⁶< N_>Н0ш>= 7,76 · 10⁶,

N_>Σк>· К_>НЕ> = 0,12 · 10⁸· 0,06 = 0,72 · 10⁶< N_>Н0ш>= 5,3 ·10⁶.

Так как в обоих случаях N_>Н0>>N_>Σ> · К_>НЕ>, то коэффициент долговечности

Мпа; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

σ_>F>_>lim>_>b>_>ш>= 180 +260 = 440МПа, σ_>F>_>lim>_>b>_>к>= 154 + 260 = 414 МПа;

S_>F> – коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем S_>F>_>>= 1,8,

где β – угол наклона зубьев, для косозубой передачи β = 20°;

Z_>ш>_>>– число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Z_>ш>= 20;

Z_>ш> – число зубьев колеса, Z_>к>_>>= Z_>ш>и = 20·4 = 80_>>.

Согласно [6], табл.1.3, принимаем m_>п>= 8,0 мм.

- ширина: b_>к>= ψ_>d>_>а>а_>w>= 0,45 · 425 = 191,25 мм. Принимаем b_>к>= 220 мм.

4.4 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную усталость. распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψ_>ba> = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К_>
Fβ>= 1,09; К_>F>_>V>- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при ν = 1,77 м/с, К_>F>_>V>_>>= 1,05; К_>F>= 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

σ_>F>_>ma>_>х>= σ_>F>К_>п>≤ [σ_>F>]_>max΄>

где К_>п>– коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - К_>п>=2,0.

σ_>F>_>ma>_>х
ш>= 103 · 2,2 = 226,6 МПа ≤ [σ_>F>]_>max>_>
ш>= 304 МПа,

σ_>F>_>ma>_>х
к>= 84 · 2,2 = 184,8 МПа ≤ [σ_>F>]_>max>_>
к>= 272 МПа.

Условия выполняются.

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила F_>аш>= F_>ак>= F_>t>_>к>tgβ = 20470 · tg20° = 7450 Н

Схема сил в зацеплении

Рис.4.3.

где Z_>Н>– коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - Z_>Н>= 1,75, [6];

Z_>М>= 275 · 10³ Па^1/2- коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

Z_>Е>- коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - Z_>Е>= 0,8, [6];

; К_>HV>=1.02; К_>Н>=1,15∙1,046∙1,02=1,22.

Так как σ_>Н>= 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σ_>Н>], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

Y_>E>_>>- коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y_>E>_>>=1,0.

Y_>β>- коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Рис 4.2.

Геометрический расчет передачи (см. рис. 4.2).

Межосевое расстояние

Принимаем а_>w>= 425 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни:

- делительный диаметр:

- диаметр вершин зубьев: d_>аш> = d_>ш>+ 2m_>n> = 170 + 2 · 8,0 = 186мм;

- диаметр впадин: d_>ƒ>_>ш> = d_>ш>– 2,5m_>n> = 170 – 2,5 · 8,0 = 150 мм;

- ширина: b_>ш> b_>к> + 5 мм = 220 + 5 = 225 мм.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев: d_>ак>= d_>к>+ 2m_>n> = 680 +2 · 8,0 = 696 мм;

- диаметр впадин: d_>ƒ>_>к>= d_>к>– 2,5m_>n> = 680 – 2,5 · 8,0 = 660 мм;

5. Условный расчет валов

При отсутствии данных о моменте изгиба, диаметр вала определяют приблизительно по известному крутящему моменту из условий прочности на кручение по заниженным значениям допустимых напряжений:

где i- номер вала, j- номер участка ступенчатого вала, Мi - крутящий момент на i-тому валу, принимаем из табл. 1.2. Согласно рекомендаций [4], с.53, принимаем пониженные допускаемые напряжения кручения, для валов редукторов общего назначения, [τ_>к>] = 25 МПа.

5.1 Определение диаметров входного вала редуктора

Схема входного вала редуктора

Рис. 5.1.

Согласно [7], с. 6 полученный диаметр округляем до ближнего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d_>21>= 50 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d_>22>=60 мм_>>d_>23>= 60 мм d_>24>= 65 мм. .2. Определение диаметров промежуточного вала редуктора

Схема промежуточного вала редуктора

Рис. 5.1.

6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени

Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала – вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если - отдельно, – вместе, где d_>fш>- диаметр впадин шестерни (d_>fш>= 200,7 мм, см. разд.3.3.3.11), d_>вш>- диаметр участка вала под шестерню (d_>вш>= 60 мм, см. разд. 5.2)

-выполняем вместе.

6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени

Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала – вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если - отдельно, – вместе где d_>fш>– диаметр впадин шестерни,, d_>fш>=150 мм, d_>вш>- диаметр участка вала под шестерню d_>вш> =_>>d_>24> =75 мм.

- выполняется отдельно.

6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)

Схема колеса зубчатого

Рис.6.1.

Согласно [7], с.6 полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d_>31>= 70 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d_>32>= 75 мм; d_>33>= 80 мм.

6.4 Определение диаметров выходного вала

Схема выходного вала редуктора

Рис. 5.2.

Принимаем d_>41>= 110 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d_>42>= 115 мм; d_>43>= 120 мм; d_>44>= 130 мм. d_>45>= 140 мм.

Общая ширина зубчатого венца в=220 мм.

Диаметр ступицы d_>с>= 1,6d_>в>= 1,6 · 130 = 208 мм

Длина ступицы l_>с> = (1,2…1,5) d_>в>= 1,5 · 130 = 195 мм. Принимаем 220 мм

Толщина обода δ_>0> = (2,5…4)m_>n>_>>4 · 8 = 32 мм

Толщина диска с = (0,2…0,4)b = 0,4·220 = 88 мм Принимаем 90 мм.

Диаметр отверстий в диске d_>отв>= 0,25[d_>об>–(d_>в>+ 2 δ_>ст>)],

где , d_>об>= d_>f>_>ш>- 2 δ_>0>= 660 – 2 · 39 = 582 мм.

d_>отв>= 0,25[582_>>–(130_>>+ 2 ·39)] = 93,5 мм, принимаем d_>отв>= 95 мм.

Диаметр центров отверстий в диске

d_>0>= 0,5(d_>в>2 δ_>с>+ d_>об>) = 0,5 · (130 +2 · 38 + 582) = 395 мм.

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]

Толщина стенки корпуса редуктора:

δ = 0,025a_>w> + 3 = 0,025 · 425 + 3 = 13,6 ≈ 14 мм,

где a_>w>– межосевое расстояние зубчатых передач редуктора.

Толщина стенки крышки редуктора:

δ_>1> = 0,02а_>w> + 3 = 0,02 · 425 + 3 = 11,5 ≈ 12 мм.

Толщина верхнего фланца корпуса:

S = (1,5…1,75) · δ =(1,5…1,75) ∙ 14 = 21…24,5 = 24 мм.

Толщина нижнего фланца корпуса:

S_>2> = 2,35 δ = 2,35 ∙ 14 = 32,9 ≈ 33мм.

Толщина фланца крышки редуктора:

S_>1> = (1,5…1,75) · δ_>1> =(1,5…1,75) · 12 = 18…21 = 20 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d_>1>= 0,072a_>w> + 12 = 0,072 · 425 + 12 = 37,9 ≈ 39 мм,

Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку возле бобышек:

d_>2>= (0,7…0,75) · d_>1> =(0,7…0,75) ∙ 39 = 27,3…29,25 = 27 мм.

Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки редуктора:

d_>3>= (0,5…0,6) · d_>1> =(0,5…0,6) ∙ 24 = 12…14,4 = 14мм.

Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса:

m = k + 1,5 δ = 60 + 1,5 ∙ 14 = 81мм.

Толщина ребер корпуса:

с_>1> = (0,8…1) · δ = (0,8…1) ·∙ 14 = 10,4…14 = 12мм.

7.2 Размеры необходимые для черчения

Минимальный зазор между колесом и корпусом:

b = 1,2 δ = 1,2 · 14 = 16,8 мм.

Расстояние от внутренней стенки до торца вращающейся детали:

е_>1> = (1,0…1,2) ∙ δ = (1,0…1,2) ∙ 14 = 14…16,8 = 12мм.

Расстояние от внутренней стенки до радиального торца вращающейся детали:

е_>2> = (0,5…1,0) ∙ δ = (0,5…1,0) ∙ 14 = 7,0…14 = 10мм.

Расстояние от окружности выступов наибольшего колеса до дна редуктора: b_>0> = (0,5…10)m = (5…10) ∙ 8 = 50…80мм.

Размеры отверстий под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипника, согласно рекомендаций с. 141, [1].

Оставшиеся необходимые геометрические размеры корпуса и крышки принимаем конструктивно на основе рекомендаций с. 140-8. Эскизная компоновка редуктора

8. Выбор шпонок и их проверочный расчет

Выполняем проверочный расчет шпонки на смятие. Результаты расчетов сводим в таблицу 8.2.

Таблица 8.2.

Результаты проверочных расчетов шпонок на смятие

Номер вала и название шпонки		[σсм]
2– шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи		140
2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени
3 – шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени
3 – шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени
4 – шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени
4 – шпонка под зубчатую муфту

Схема шпоночного соединения

Рис. 8.1.

Для передачи крутящего момента зубчатые колеса, шкивы, муфты соединяются с валами при помощи призматических шпонок.

Геометрические размеры поперечных сечений (b, h) призматических шпонок выбираем в зависимости от диаметров валов. Длины шпонок принимаем на 5…10 мм меньше длин ступиц в ряду стандартных значений, приведенных в табл.5.19, [1].

В качестве материала шпонок используем – Сталь 45, нормализованную [σ_>зм>] = 140 МПа и [τ_>зр>] = 100 МПа, с. 191, [1].

Размеры сечений шпонок и пазов по ГОСТ 10748-79 выбираем из табл. 5.19, [1] и сводим в таблицу 8.1

Таблица 81

Параметры и размеры шпоночных соединений

Номер вала и название шпонки	Диам. вала d1 мм	Мкр, Нм	Размеры шпонки, мм
b	h	l	t1	t2
2– шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи	50	458,5	18	11	80	7	4,4
2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени	55	458,5	20	12	90	7,5	4,9
3 – шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени	75	1740	22	14	100	9	5,4
3 – шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени	75	1740	22	14	100	9	5,4
4 – шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени	130	6542	36	20	180	12	8,4
4 – шпонка под зубчатую муфту	110	6542	32	18	150	11	7,4

При эскизном проектировании размещаем детали передач (шестерни и зубчатые колеса), валы, подшипники, складываем эскизную компоновку цилиндрического редуктора.

По определенном размерам зубчатых передач, валов, корпуса и крышки(см. разд. 3, 4, 5, 6,) строим на миллиметровой бумаге формата А1 эскиз коническо – цилиндрического редуктора, в масштабе 1:4. При оформлении эскиза редуктора вычерчиваем конструкцию колес и его корпуса. Подшипники и болтовые соединения вычерчиваем упрощенно.

Подшипники качения выбираются из [3], ориентируясь на диаметры валов и характер нагрузки в передачах. В нашем случае выбираем подшипники №7312, №7314, №7224. В зависимости от их номера, который вмещает сведения о типе и серии подшипника выписываем габаритные размеры, которые используем в эскизной компоновке.

Размеры крышек под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипников, согласно рекомендаций с. 14.1, [1].

Другие необходимые геометрические размеры принимаем конструктивно, на основе рекомендаций с. 140-143, [1].

Для расчетов промежуточного вала из компоновочного чертежа прямым измерением определяем расстояние между точками приложения сил: l_>1>= 108мм, l_>2> = 184мм и l_>3> = 156мм.

После согласования параметров редуктора, проверочных расчетов валов и подшипников качения, чертим общий вид 143, [1].проверочный расчет шпонок на срез. Результаты вносим в таблицу 8.3.

Таблица 8.3

Результаты проверочного расчета шпонок на срез

Номер вала и название шпонки		[σсм]
2– шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи		80
2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени
3 – шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени
3 – шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени
4 – шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени
4 – шпонка под зубчатую муфту

Условия прочности на деформации смятия и срез выполняются.

Порядок построения сил выполняем в следующей последовательности:

- вычерчиваем кинематическую схему привода;

- обозначаем опоры валов латинскими буквами А, В, С, D, E, F, обозначаем точки приложения сил К_>1>, К_>2>, К_>3>, К_>4>, приводим пространственную систему координат X, Y, Z к которой осуществляется привязка действующих сил;

- выполняем построения схемы сил в точках их приложения, способность и долговечность

9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность

9.1 Расчет вала на несущую способность

Силы, действующие на вал во время работы редуктора:

- силы, действующие на цилиндрическую шестерню II ступени: окружная сила F_>t>_>ш> = 20470 Н, Радиальная сила F_>r>_>ш>=7928 Н; Осевая сила F_>a>_>ш>=7450 Н.

- силы, действующие на цилиндрическое колесо I ступени F_>tk>_>>= 8651 Н; радиальная сила F_>rk>_>>= 3349 Н; осевая сила F_>ак>= 3139 Н.

Вычерчиваем расчетную схему вала (рис.9.1) и определяем размеры между опорами и точками приложения сил (расстояние определяем по первой эскизной компоновке редуктора измерением, допустив, что силы приложенные по середине колеса и шестерни): l_>1>= 108 мм, l_>2>= 184 мм, l_>3> = 156 мм.

Находим реакции в опорах от сил в вертикальной и горизонтальной плоскости:

- в вертикальной х0у

ΣМ_>F>_>(>_>D>_>)>=0.

R_>DX>_>>= R_>CX>_>>–F_>r>_>ш>+F_>rk>_>>= 7262 - 7928 + 3349 = 2683 Н_>>

- в горизонтальной zOx

ΣМ_>F>_>(>_>D>_>)>=0

ΣМ_>F>_>(>_>D>_>)>= - F_>t>_>ш>∙(l_>1>+l_>2>)+ F_>tk>_>>∙l_>1>+ R_>c>_>>_>z>_>>(l_>1> + l_>2> +l_>3> ) = 0

R_>DZ> = - R_>c>_>>_>z> + F_>t>_>ш>+_>>F_>tk> = - 11256 + 20470 – 8651 = 562Н

Выполняем построения эпюр моментов изгиба в вертикальной и горизонтальной плоскостях, суммарного крутящего момента и изгиба.

Момент изгиба в вертикальной плоскости:

в m.K_>3>: М_>К3>= R_>DX>_>>· l_>1>= 2683 · 0,108 = 290 Нм;

в m.K_>4>: М_>К4>= R_>CX>_>>· l_>3>= 7262 · 0,156 = 1132,8 Нм;

Момент изгиба в горизонтальной плоскости

в m.K_>4>: М_>К4>= R_>Dz>_>>· l_>1>= 562 · 0,108 = 61Нм;

Суммарный момент изгиба определяется по формуле:

в m.K_>3>:

в m.K_>4>:

Определяем приведенный (эквивалентный) момент в опасном сечении.

Исходя из анализа построенных эпюр моментов опасное сечение вала находится на шестерне цилиндрической передачи II ступени (точка К_>4>).

Значение эквивалентного момента в m.K_>4>:

– коэффициент, табл. 5.3., [1] для материала вала

– сталь 40. [σ_>1>], σ_>0>- допустимые напряжения для материала вала соответственно при симметричном и при пульсирующем циклах нагрузки, табл. 5.3., [1].

Определяем диаметр вала в опасном сечении:

Полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда R_>а>40 ГОСТ 6636-69. С учетом шпоночного паза принимаем d_>32>= 75мм.

Диаметр вала в этом сечении, принятый в условном расчете

d_>32>= 75,0мм, т.е. условие выполняется.

9.2 Расчет вала на прочность

Для опасного сечения быстроходного вала, который имеет конструктивный концентратор напряжений – переход от меньшего диаметра к большему (между участками под подшипник и шестерню), определяем характеристики напряжений, [1], с.173- 185.

- границы выносливости:

для напряжений изгиба при симметричном цикле:

σ_>-1>= 043σ_>В>_>>=0,43 · 800 = 344 МПа, σ_>m> = 0 МПа;

для напряжений кручения при пульсирующем цикле:

τ_>-1> = 0,58 σ_>-1>= 0,58 · 344 = 199,52 МПа; τ_>m>= τ_>а>=2,79 МПа;

-амплитуды напряжений:

при симметричном цикле:

где М_>З>_>j>_>>– суммарный момент изгиба в m. К_>4>, Нм,

Рис. 11 .1.

_>З>_>j>_>>– осевой момент в сечении опор j – того участка вала. Для сечения в m. К_>4>, м³.

где d – диаметр вала под подшипник,

при пульсирующем цикле:

где W_>
к>_>j>_>>– полярный момент сечения опор j – того участка вала. Для сечения под шпонку, м³.

Выбираем коэффициенты:

- эффективные коэффициенты конструкционных напряжений при изгибе - К_>σ> = 1,75, при кручении - К_>τ>=1,50, табл. 5.11, [1].

- масштабные коэффициенты, учитывающие снижения границы выносливости с увеличением размеров вала: при изгибе - έ_>σ>= 0,745; при кручении- έ_>r>_>>= 0,745, табл. 5.16, [1].

- коэффициенты учитывающие свойства материалов до асимметрии цикла напряжений:

при изгибе – ψ_>σ>_>>=0,02 + 2·10^-4· 800 = 0,18 МПа;

при кручении - ψ_>τ>_>>=0,5ψ_>σ>_>>= 0,5· 0,18 = 0,09 МПа.

Определяем коэффициент запаса прочности опасного сечения:

где Ѕ_>σ>и Ѕ_>τ>– коэффициенты запаса прочности при действии изгиба и кручения.

[Ѕ] –допустимое значение коэффициенты запаса прочности. Для редукторных валов [Ѕ] ≥2,5…3,0, с.185, [1].

Условие выполняется.

10. Расчет подшипников качения

Исходные данные для расчета:

Диаметры вала под подшипники – 70 мм

Реакции в опорах: R_>сх>= 7262 Н, R_>DX>_>>=2683Н,

R_>CZ>=11256, R_>OZ>=562H

Осевые силы: F_>фш>= 7450 Н, F_>ок> = 3139Н.

Угловая скорость: ω_>3>=18,3 рад/с.

Pис. 12.1

10.1 Определение реакции в опорах

Определяем результативную радиальную реакцию в каждой опоре вала (для схемы нагрузки):

где R_>пх>= R_>nz>_>>– радиальные реакции в опоре, в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Индекс «п»- опора.

;

Выбираем роликовые однорядные подшипники №7314 с такими основными параметрами:

d = 70 мм, D = 150 мм, B = 35 мм.

C = 168 кН – динамическая грузоподъемность;

С_>0>_>>= 137 кН – статическая грузоподъемность;

е = 1,5tga =1,5 tg14⁰= 0,37.

Результирующая осевая сила:

F_>a> = F_>аш> F_>ак>= 7450 –3139= 1713 Н.

Определяем по соотношению коэффициент осевой нагрузки.

Определяем составляющие осевых реакций S_>п> в подшипниках от радиальных реакций R_>rn>:для радиально-упорных шариковых подшипников:

- для опоры А:

S_>C>=eR_>rC>=0.37∙13395=4956H;

для опоры В:

S_>D>=eR_>rD>=0.37∙2741=1014.0H.

Определение осевых реакций R_>ап> подшипников.

Осевые реакции определяем исходя из схемы размещения подшипников, принимаем схему – «в распор»:

Рис.10.2.

-в т. D

ΣF=-S_>C>+F_>a>+S_>D>=-4956+4311+1014=369H>0.

тогда

R_>aD>=F_>a>+S_>C>=4311+4956=9267H

-в т. С

ΣF=-S_>D>-F_>a>+S_>C>=-1014-4311+4956=-369H.>0

тогда

R_>aC>=S_>C>=4956H.

10.2 Определение коэффициентов

V-коэффициент оборота кольца, V=1,0 (вращается внутреннее кольцо);

реакции подшипников:

- для опоры С

- для опоры D

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

P_>en>=(X∙V∙R_>rn>+Y∙R_>an>)∙K_>σ>K_>T> :

- опора С: Р_>еС>=(1∙1∙13395+0∙4956)∙1,3∙1,0=17413,5Н;

- опора D: P_>eD>=(0.4∙1∙2741+1.88∙9267)∙1.3∙1.0=24074H.

10.4 Определяем долговечность подшипников

где п_>i>- частота вращения i-того вала, об/мин,

р=10/3- для роликовых подшипников.

Опора С: ч,

Опора D: ч,

Срок работы привода L_>h>=1∙10⁴ч подшипники (опора С и опора D) обеспечивают.

10.5 Выбор муфты

Расчётный крутящий момент, который передаёт муфта в данном приводе определяется по формуле:

М_>max>=K_>P>M_>н>=1,5∙6682=10023Нм,

где K_>P>_>>= 1,5 – коэффициент, который учитывает условия эксплуатации установки, принимаем по табл. 7.1. , [1].

М_>н> – номинальный крутящий момент на валу.

Выбираем зубчатую муфту МЗ 6, табл. 17.6.,[9] с такими параметрами:

М=11800 Нм, d_>в> = 105 мм, n_>max>=2500 об/мин.

Геометрические размеры муфты, см. рис. 12.2.

B = 50 мм, D=320 мм, D_>1>=230 мм, D_>2>=140 мм, L=255 мм.

Размеры зацепления зубчатой муфты:

m =4,0 мм, z=48, b=30 мм.

Муфты зубчатые используют для соединения валов, которые передают большие крутящие моменты, где точное установление валов невозможно или возникают значительные осложнения. Зубчатые муфты отличаются компактностью и высокой выносливостью нагрузок.

Компенсирующая способность муфты достигается созданием зазоров между зубьями и приданием бочкообразной формы зубьям.

10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты

Рис. 10.5.

11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения

В качестве опор конвейера принимаем подшипники скольжения, разъёмные с двумя болтами по ГОСТ 11607-65 с чугунными вкладышами с СЧ 18 для которого определяем допустимые значения параметров: , , табл. 9.1, [8].

Конструктивные размеры корпуса выбранного подшипника определяем согласно С.594, [8] в зависимости от диаметра вала:

d_>В>=110 мм, d_>1>=32 мм, B=130 мм, b=110 мм, H=200 мм, h=110 мм, h_>1>= 40 мм, L=370 мм, A=310 мм,

A_>1>=190 мм, шпилька М24х100.

Схема подшипника скольжения

Рис. 11.1.

Проверяем выбранный подшипник по двум критериям:

- условие износа ( долговечность )

где F_>0>=F_>t>=28000 H – окружная сила, см. раздел 1.1.

- условие теплоустойчивости

где - скорость скольжения.

Оба условия выполняются, значит опоры скольжения удовлетворяют

При проверочном расчёте у зубчатых муфт рассчитывают рабочие поверхности зубов на износ (определяется граничное значение удельного давления на зубцы муфты).

где d_>0> – диаметр делительного круга, м, d_>0> = mz=4,0∙48=192 мм, b – длина зуба зубчатой втулки, м, [q] – допустимое значение удельного давления для материала зубов, МПа, табл. 17.6, [9].

Литература

Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А.. Расчёт и проектирование деталей машин [Учеб. Пособие для техн. вузов]. – 3-е изд., перераб. и доп. – Х.: Основа,1991.- 276 с.: схем.
Расчёты деталей машин: Справ. Пособие / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. – 3-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Выс. шк., 1986. – 400 с.: ил.
Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 1 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.-Мн.: Выс. школа ,1982-208 с.,ил.
Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 2 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.-Мн.: Выс. школа ,1982-334 с.,ил.
Методичні вказівки для виконання курсового проекту з курсу „Деталі машин” (Розділ „Пасові передачі ”) для студентів спец. 31.11 заочної форми навчання / Гончарук О.М., Стрілець В,М., Шинкаренко І.Т., - Рівне, У||ВГ, 1990.-24 с.
Методические указания по выполнению курсового проекта по курсу «Детали машин» (Раздел «Расчёт закрытых зубчатых и червячных передач») для студентов специальности 1514 заочной формы обучения / Стрелец В.Н,, Шинкаренко И,Т.- Ровно, УИИВГ, 1988 – 41 с.
Методичні вказівки для виконання курсового проекту з курсу „Деталі машин” (Розділ „Розрахунки валів і підшипників кочення”) для студентів спец. 31.11 заочної форми навчання / Стрілець В,М., Шинкаренко І.Т., - Рівне, У||ВГ, 1990.-16 с.

С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович и др.. Курсовое проектирование деталей машин, М: Машиностроение, 1979-351