Расчёт и проектирование конического редуктора с вертикальным валом колеса для привода ковшового элеватора

3.6.);
β = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);
ετ - коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала; ετ = 0,81 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);
τa - амплитуда циклов касательных напряжений; ;
τm - среднее напряжение цикла касательных напряжений; τm=0 МПа; ψτ- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ψτ = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),


следовательно прочность обеспечена.
6.2. Проверочный расчет тихоходного вала.
6.2.1. Исходные данные
Схема нагружения представлена на рисунке 4.
Крутящий момент Т = 876,8 Нм
Силы действующие на вал:
окружная
радиальная
осевая
Материал вала сталь 45; σВ=560 МПа; σТ=280 МПа; τТ =150 МПа

Рисунок 4. Схема нагружения вала.
6.2.2. Определение реакций в опорах.
Определим реакции в опорах
YВ·0,205 – Fr·0,13 – Fa·0,158 = 0

YA +YB –Fr = 0
YA = Fr – YB = 147,6 – 543= -395,4 H
-XB·0,205 + Ft·0,13= 0

XA +XB –Ft = 0
XA = Ft - XB = 1672,6-1060,6 = 612 H
ZВ – Fa = 0
ZВ = Fa=590,6 Н
Полученные реакции в опорах
YА = -395,4 H; YВ = 543 Н; XА = 612 H; XВ = 1060,6 Н; ZВ = 590,6 H

6.2.3. Проверочный расчет на статическую и усталостную прочность.
Строим эпюры изгибающих моментов МX и МY в плоскостях zoy и zox и эпюру крутящих моментов Т (рисунок 5)
Выбираем опасное сечение С
Сечение С. Концентрация напряжений вызывается шпоночным пазом; моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ=92,1 Нм; МY = 79,5 Нм; Т=217,1 Нм

Рисунок 5 Эпюры моментов.
Суммарный момент равен:


Эквивалентный момент равен

Диаметр вала в рассчитываемом сечении
,
где [σИ] - допускаемое напряжение при изгибе; [σИ] =50 МПа ([2], стр. 54),

Так как полученный диаметр меньше диаметра под зубчатым колесом, полученным в предварительном расчете, следовательно вал выдержит нагрузку. Значит оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала полученный при предварительном расчете d = 60 мм
Условие усталостной прочности имеет вид:

где [n] - требуемый коэффициент запаса прочности; с учетом требуемой жесткости [n] = 3;
nσ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

где σ-1 = 250 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kσ= 1,75 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);
β = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);
εσ = 0,785 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);
;
где b=0,018 м – ширина шпоночного паза;
t1=0,0070 м – глубина шпоночного паза;

σm =0;
ψσ = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

nτ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
,
где τ-1 = 150 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kτ = 1,5 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);
β = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);
ετ = 0,745 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);
τm=0 МПа;
ψτ = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),


следовательно прочность обеспечена.

7. Проверка прочности шпоночных соединений. Посадки
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Их размеры зависят от диаметров валов и принимаются по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице из малоуглеродистой стали [σ]см = 100…120 МПа, из среднеуглеродистой стали [σ]см = 140…170 МПа, при чугунной ступице [σ]см = 70…80 МПа.
Ведущий вал
Диаметр вала d=38 мм, сечение шпонки: b · h = 12 x 8 мм, t1 = 5 мм, длина шпонки l = 40 мм ( при длине ступицы зубчатого колеса 40 мм), момент на ведущем валу М=56,5 Нм = 56,5·103 Нмм.
Определяем напряжение смятия:

(зубчатое колесо выполняется из углеродистой стали)
Ведомый вал
Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под звездочкой – больше нагружена вторая (меньше диаметр вала и, соответственно, размеры шпонки), поэтому проверяем на смятие вторую шпонку.
Диаметр вала d = 48 мм, сечение шпонки: b×h = 14×9 мм, t1 = 5,5 мм, длина шпонки l = 70 мм (при длине ступицы полумуфты 70 мм), момент на валу М = 217,1 Нм = 217,1·103 Нмм.
Определяем напряжение смятия:

(полумуфта выполняется из чугуна).
Посадка зубчатого колеса на вал назначается H7/p6, посадка полумуфты на вал редуктора H8/h8.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца – по H7.

8. Выбор сорта масла
Смазываем зубчатое зацепление разбрызгиванием масло при помощи крыльчатки. Масло заливается внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение маслоразбрызгивающего кольца примерно на 10 мм. Теретический объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: Vм = 0,25·3 = 0,75 дм3 = 0,75 л. В связи с технологической необходимостью увеличиваем объем масляннной ванны до Vм = 1,5 л
Устанавливаем вязкость масла в зависимости от окружной скорости. В нашем примере окружная скорость составляет 1,68 м/с и рекомендуемая кинематическая вязкость при контактном напряжении 485 МПа составляет 34 мм2/с. Определяем для этой вязкости тип масла И-40А.
Подшипники смазываем пластичной смазкой типа Литол-24, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняем, используя пресс-масленки.
Литература
1. Детали машин. Проектирование механических передач для оборудования предприятий общественного питания: методические указания к выполнению курсового проекта / [сост.: А.А. Ордин, А.И. Смелягин]. – Новосибирск: СибУПК, 2006. – 108 с..
2. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 2 / А. В. Кузьмин, Н.Н. Малейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Выш. школа, 1982. - 334 с., ил.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальных вузов. - М.: Высшая школа, 1985 - 416 с., ил.
4. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов высш. техн. учебн. заведений. - М.: Высш. шк., 1991. - 383 с., ил.
5. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2ч. Ч.1. – 7-е изд., - Л.: Политехника, 1991. 576с.: ил.
6. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов .– М.: Машиностроение, 1980.–351 с.
7. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.: ил.



















32