Проектирование привода силовой установки (стр. 3 из 3)
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = (XVPr4 + YPa4) KбKT,
в которой радиальная нагрузка Pr4 = 6507 H; осевая нагрузка Pa4 = Fa4 = 855 H; V = 1 -
вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1; КТ = 1.
Отношение Fa4/Со = 855/18300 = 0,037; этой величине соответствует е = 0,23.
Отношение Рa4/Pr4 = 855/6507 = 0,13 > е; Х = 0,56; Y = 1,88.
Рэ = (0,56·6507 + 1,88· 855) = 5251 H.
Расчетная долговечность, млн. об:
L = (C/Pэ) 3 = (32600/5251) 3 = 240 млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
Lh = L·106/60n = 240·106/60·191 = 37·103 ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран, верно.
Расчет внутренних силовых факторов валов
В проектируемом редукторе два вала - быстроходный и тихоходный. Быстроходный изготовлен, как вал-шестерня. Это значит, он усилен в наиболее нагруженном сечении за счет зубчатого венца.
Кроме того, избыток его прочности заложен в проектировочном расчете. Рассмотрим быстроходный вал. Опасное сечение - шестерня. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана нарезкой зубьев. Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му = Rx1l1 = 817,5 ·0,0365 = 30 Н·м;
Мх = Rу1l1 = 384·0,0365 = 25 Н·м;
Мсеч =
= 
= 39 Н·м.Определим диаметр вала в опасном сечении по совместному действию изгиба и кручения:
Мпр =
= 
= 47 Н·м.dсеч =
= 
= 20 мм < d = 36,7 мм.Прочность вала обеспечена.
Рассмотрим тихоходный вал. Опасное сечение - опора 4. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му = Ft3l3 = 4423·0,051 = 226 Н·м;
Мх = Fr3l3 + Fa3d3/2 = 1642·0,051 + 855·0,0623/2 = 112 Н·м;
Мсеч =
= 
= 253 Н·м.Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл.10.2 [2].
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 253 · 103/0,1 · 303 = 67,3 МПа
τа = τк /2 = ТII / 2 · 0,2d3 = 140 · 103/0,4 · 303 = 7,6 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 табл.10.13 [2] ; Кτ / Кdτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;
KFσ = KFτ = 1 табл.10.8 [2] ; KV = 1 табл.10.9 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1/КFσ- 1) · 1/KV = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1/КFτ- 1) · 1/KV = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1/KσД = 360/3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ - 1/KτД = 200/2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа = 94,7/67,3 = 1,7; Sτ = τ - 1Д / τ а = 91/7,6 = 12
S = SσSτ /
= 1,7 · 12/ 
= 2,6 > [S] = 2,5Прочность вала обеспечена. Смазка.
Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием меньшего зубчатого колеса в масло на полную высоту зуба.
Вязкость масла по табл.11.1 [2]:
V1 = 2,8 м/с - V40° = 28 мм2/с
По таблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого
V40°C = 26-32 мм2/с.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
Проверка прочности шпоночных соединений
Напряжение смятия:
σсм = 2Т / d (l- b) (h- t1) < [σ] см = 120 МПа
Ведущий вал Ø20 мм, шпонка 6 × 6 × 40, t1 = 3,5 мм.
σсм = 2 · 7,6 · 103/20 · (40 - 6) (6 - 3,5) = 8,12 МПа < [σ] см
Ведомый вал Ø35 мм, шпонка 10 × 8 × 36, t1 = 5 мм.
σсм = 2 · 140 · 103/35 · (36 - 10) (8 - 5) = 91,8 МПа < [σ] см
Ведомый вал Ø27 мм, шпонка 7 × 7 × 50, t1 = 4 мм.
σсм = 2 · 140 · 103/27 · (50 - 7) (7 - 4) = 80,4 МПа < [σ] см
Выбор муфт
Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя.
Диаметр конца вала: Ø20 мм.
По ГОСТ 21424-93 принята муфта:
Муфта 63-20-1-У3 ГОСТ 21424-93.
[М] = 63 Н · м, D × L = 100 × 104.
В нашем случае: МI = 30 Н · м
Запас у муфты большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.
Список использованной литературы
1. С.А. Чернавский и др. - Курсовое проектирование деталей машин,
2. Москва, "Машиностроение", 1988 г.
3. П.Ф. Дунаев, С.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин,
4. Москва, "Высшая школа", 1998 г.
5. М.Н. Иванов - Детали машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.
6. А.Е. Шейнблит - Курсовое проектирование деталей машин,
7. Калининград, "Янтарный сказ", 2002 г.