• Гідрологія і Гідрометрія
• Господарське право
• Економіка будівництва
• Економіка природокористування
• Економічна теорія
• Земельне право
• Історія України
• Кримінально виконавче право
• Медична радіологія
• Методи аналізу
• Міжнародне приватне право
• Міжнародний маркетинг
• Основи екології
• Предмет Політологія
• Соціальне страхування
• Технічні засоби організації дорожнього руху
• Товарознавство продовольчих товарів

Тлумачний словник
Авто
Автоматизація
Архітектура
Астрономія
Аудит
Біологія
Будівництво
Бухгалтерія
Винахідництво
Виробництво
Військова справа
Генетика
Географія
Геологія
Господарство
Держава
Дім
Екологія
Економетрика
Економіка
Електроніка
Журналістика та ЗМІ
Зв'язок
Іноземні мови
Інформатика
Історія
Комп'ютери
Креслення
Кулінарія
Культура
Лексикологія
Література
Логіка
Маркетинг
Математика
Машинобудування
Медицина
Менеджмент
Метали і Зварювання
Механіка
Мистецтво
Музика
Населення
Освіта
Охорона безпеки життя
Охорона Праці
Педагогіка
Політика
Право
Програмування
Промисловість
Психологія
Радіо
Регилия
Соціологія
Спорт
Стандартизація
Технології
Торгівля
Туризм
Фізика
Фізіологія
Філософія
Фінанси
Хімія
Юриспунденкция

Голова циклової комісії

Форма № Н-6.01.01

Індустріальний технікум Донбаського державного технічного університету

відділення Механо-металургійне

циклова комісія Механо - металургійних дисциплін

Напрям підготовки 6.050502 « Інженерна механіка»

Спеціальність 5.05050205 «Обслуговування та ремонт обладнання металургійних підприємств»

ЗАТВЕРДЖУЮ

Голова циклової комісії

_______________________

“____”_________20___року

З А В Д А Н Н Я

НА КУРСОВИЙ ПРОЕКТ СТУДЕНТУ

______Косяченко Сергію Сергійовичу

(прізвище, ім’я, по батькові)

1. Тема проекту: Проект привода стрічкового конвеєра складеного з електродвигуна , муфти, редуктора горизонтального одноступеневого циліндричного прямозубого,відкритої косозубої зубчастої передачі

Керівник проекту Ільясова Т.П – викладач вищої категорії

( прізвище, ім’я, по батькові, науковий ступінь, вчене звання)

затверджені наказом вищого навчального закладу від “__”___20__року №___

2.Строк подання студентом проекту____9 квітня 2013 року

3. Вихідні дані до проекту : діаметр барабану Д_б=600 мм, колова сила F_t=6000 Н, швидкість стрічки конвеєра V=1,5 м/с.

4. Зміст розрахунково-пояснювальної записки (перелік питань, які потрібно розробити)

1 Загальна частина

1.1 Опис привода

1.2 Кінематична схема привода

2 Розрахункова частина

2.1 Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунок привода

2.2 Розрахунок передачі

2.3 Проектний розрахунок валів

2.4 Конструктивні розміри зубчастих коліс

2.5 Конструктивні розміри корпуса та кришки редуктора

2.6 Ескізне компонування редуктора

2.7 Підбір підшипників та перевірка їх за динамічною вантажопідйомністю

2.8 Розрахунок шпонкових з’єднань

2.9 Уточнений розрахунок валів

2.10 Вибір посадок

2.11 Вибір та розрахунок муфт

2.12 Вибір сорту мастила

2.13 Збірка редуктора

3 Техніка безпеки та охорона навколишнього середовища

5. Перелік графічного матеріалу (з точним зазначенням обов’язкових креслень)

Лист 1 Креслення валу веденого

Лист 2 Креслення колеса зубчастого

Лист 3 Друге ескізне компонування редуктора

6.Дата видачі завдання 16 січня 2013 року

КАЛЕНДАРНИЙ ПЛАН

Студент _____________ _Косяченко С.С.

^{( підпис ) (прізвище та ініціали)}

Керівник проекту (роботи) _______ ___Ільясова Т.П.__

^{( підпис ) (прізвище та ініціали)}

Зміст розрахунково-пояснювальної записки

1 Загальна частина

1.1 Опис привода

Необхідно надати повний опис привода, а також що називають редуктором, його призначення та вказати на переваги та недоліки зубчастої передачі редуктора.

1.2 Кінематична схема привода

Виконати кінематичну схему привода з додержанням стандартів та умовних позначень, винести всі складові, що входять до схеми та позначити рисунок, його номер та найменування.

(дивись приклад на наступній сторінці)

2 Розрахункова частина

2.1 Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунок привода

Значення ККД механічних передач та пар підшипників наведені у таблиці 1

Таблиця 1.1 - Значення ККД механічних передач та пар підшипників

Таблиця 1.2- Електродвигуни асинхронні серії 4А, закриті обдувні ( ГОСТ 19523-81, зі скороченнями)

Загальний ККД приводу визначається як добуток всіх ККД передач (і пар підшипників), які входять до складу приводу

, (1.1)

де η₁, η₂, η₃, η_к – ККД складових ланок приводу (при наявності декількох пар підшипників їх ККД береться в степені, показник якого відповідає кількості пар підшипників).

Потрібну потужність визначають за формулою

, кВт (1. 2)

де Р (або Р₃) – потужність на вихідному валу приводу, кВт.

Вибір електродвигуна виконується по потрібній потужності згідно з ГОСТ 19523-81 (таблиця 2). Перед остаточним вибором двигуна треба задатись його частотою обертання. Орієнтовно можна задатись значенням частоти обертання електродвигуна за формулою

, (1.3)

Потім необхідно вибрати тип двигуна з таблицею 2.

Загальне передаточне число приводу

,(1.4)

де п_дв – асинхронна частота обертання двигуна, обрана за ГОСТ 19523-81, таблиця 2, об/хв.

Передаточне чмсло зубчатої передачі редуктора обирають згідно з ГОСТ 2185-66, таблиця 3.

Орієнтовно можна визначити передаточне число редуктора за рекомендацією:

,(1.5)

Таблиця 1.3- Передаточні числа зубчастих передач

Передаточне число ланцюгової передачі визначають за формулою

,(1.6)

Далі визначають потужності, частоти обертання, кутові швидкості та крутні моменти на валах привода за наступними залежностями

,(1.7)

,(1.8)

,(1.9)

,(1.10)

1 2 3

4

1 – електродвигун;

2- передача відкрита зубчаста косо зуба;

3- редуктор;

4- муфта.

Рисунок 1 – Кінематична схема привода

2.2 Розрахунок передачі

Перед початком розрахунків необхідно обрати матеріал для виготовлення шестерні і зубчатого колеса. Для закритих зубчатих передач рекомендовано використовувати вуглецеву або леговану сталь з термообробкою нормалізація або покращення. При виборі термообробки гартування потрібно розраховувати розміри зубів на витривалість по напруженнях згину.

Механічні властивості основних марок сталей наведені у таблиці 2.1

Рекомендується призначати для шестерні і колеса сталь однієї марки, але забезпечувати твердість поверхні зубів шестерні на 20 – 30 одиниць більше, ніж колеса.

Коефіцієнт довговічності роботи, при числі циклів навантаження більше базового приймається: K_HL= 1.

Коефіцієнт безпеки при контактній деформації [S_H]: для коліс з нормалізованої та покращеної сталі – 1,1…1,2, при поверхневому зміцненні зубів – 1,2…1,3.

Проектний розрахунок циліндричного зубчатого зачеплення полягає у визначенні міжосьової відстані та послідуючому розрахунку геометричних параметрів передачі. Міжосьова відстань визначається за формулою:

,(2.1)

Коефіцієнт, який враховує конструкцію зубчатих коліс та їх матеріал, для прямозубих передач К_а = 49,5, для косозубих К_а = 43.

Таблиця 2.1-Механічні властивості сталей

Коефіцієнт нерівномірності розподілення напружень по довжині контактної лінії К_Нβ приймається при проектному розрахунку орієнтовно за таблицею 2.2. Слід зазначити, що у випадку симетричного розташування коліс відносно опор, коли на вихідний кінець веденого валу встановлюється зірочка ланцюгової передачі, необхідно приймати значення коефіцієнту для несиметричного розташування.

Коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані ψ_ba приймається для прямозубих передач 0,125…0,25, для косозубих – 0,40…0,63 з ряду по ГОСТ 2185-66 (таблиця 2.3).

Після визначення міжосьової відстані а за формулою (2.1) треба прийняти найближче стандартне значення з ряду за ГОСТ 2185-66 (таблиця 2.4).

Орієнтовні значення коефіцієнту К_Нβ для зубчатих передач редукторів.

Таблиця 2.2

Таблиця 2.3- Коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані ψ_ba,

ГОСТ 2185-66.

Таблиця 2.4-Міжосьова відстань а, ГОСТ 2185-66.

Модуль зачеплення вибирають з рекомендації

,(2.2)

та приймають найближче стандартне значення з ряду за ГОСТ 9563-60* (таблиця 2.5).

Таблиця 2.5-Модуль зачеплення m_n, ГОСТ 9563-60*.

Слід зауважити, що для зубчатих передач загального призначення не рекомендується приймати модуль менше 2 мм, тому, що виникає загроза перегартування зубів при термообробці.

Для косозубих коліс при визначенні геометричних параметрів кут нахилу зубів β попередньо приймається рівним 10°. Після остаточного розрахунку та вибору кількості зубів цей кут уточнюється. При цьому значення повинно знаходитись у межах β = 8°…15°. Допускається значення β до 20°.

Ширину шестерні і зубчатого колеса необхідно узгоджувати зі стандартним рядом Ra 40 (таблиця 4.1).

В залежності від колової швидкості в зачепленні обирається ступінь точності передачі (таблиця 2.6).

Таблиця 2.6-Ступінь точності зубчатої передачі, ГОСТ 1643-81.

Коефіцієнт навантаження для контактних напружень К_Н є добутком трьох складових:

К_Нα – коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження між зубами зубчатого колеса (таблиця 2.7);

К_Нβ– коефіцієнт нерівномірності розподілення навантажень по довжині контактної лінії (таблиця 2.8);

К_НV– динамічний коефіцієнт (таблиця 2.9).

Якщо на вихідному кінці одного з валів встановлена зірочка ланцюгової передачі або шків пасової передачі, то, навіть при симетричному розташуванні коліс відносно до опор, треба обирати значення коефіцієнту К_Нβ для несиметричного розташування.

При перевірці контактних напружень недовантаження (σ_H < [σ_H]) повинно складати не більше 10%, перевантаження (σ_H > [σ_H]) – не більше 5%.

Таблиця 2.7-Значення коефіцієнту К_Нα.

Таблиця 2.8-Значення коефіцієнту К_Нβ.

Таблиця 2.9-Значення коефіцієнту К_НV.

Коефіцієнт навантаження для згинальних напружень К_F є добутком трьох складових:

К_Fα – коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження між зубами зубчатого колеса. Для одноступінчатих циліндричних редукторів К_Fα = 1;

К_Fβ– коефіцієнт нерівномірності розподілення навантажень по довжині контактної лінії (таблиця2.10);

К_FV– динамічний коефіцієнт (таблиця 2.11).

Якщо на вихідному кінці одно з валів встановлена зірочка ланцюгової передачі або шків пасової передачі, то, навіть при симетричному розташуванні коліс відносно до опор, треба обирати значення коефіцієнту К_Fβ для несиметричного розташування.

Коефіцієнт осьового перекриття К_Fε залежить від ступені точності передачі. Значення коефіцієнту К_Fε для коефіцієнту перекриття ε = 1,5 наведені у таблиці 2.12.

Коефіцієнт, що враховує форму зубаY_F визначається за еквівалентним числом зубів згідно з таблиці 2.13.

Границя витривалості , що відповідає базовій кількості циклів, залежить від матеріалу та термообробки. Вона визначається за допомогою таблиці 2.14.

Коефіцієнт безпеки [S_F] є добутком двох складових:

[S_F]’ – коефіцієнт безпеки, що враховує нестабільність властивостей матеріалу (таблиці 2.14);

[S_F]’’– коефіцієнт безпеки, що враховує метод отримання заготовки зубчатого колеса (таблиці 2.15).

Подальший розрахунок на згинальну витривалість зубів необхідно вести для шестерні або колеса в залежності від відношення . Розрахунок ведеться для того елемента, для якого знайдене відношення менше. Тому у кінцевій формулі перевірки згинальних напружень використовується та ширина (шестерні b₁, або колеса b₂) та той коефіцієнт, що враховує форму зуба (Y_F1 або Y_F2), для якого ведеться розрахунок (для якого відношення менше).

Таблиця 2.10-Значення коефіцієнту К_Fβ.

Таблиця 2.11-Значення коефіцієнту К_FV.

Для виконання умови міцності дійсні згинальні напруження шестерні або колеса повинні бути менше допустимих для тої ж деталі.

Значення коефіцієнту К_Fε для коефіцієнту торцевого перекриття ε = 1,5.

Таблиця 2.12

Таблиця 2.13-Значення коефіцієнту Y_F .

Таблиця 2.14-Значення границі витривалості та коефіцієнту [S_F]’ .

Марка сталі	Термічна або термохімічна обробка	,	[SF]’
40, 45, 30ХГС, 40Х, 40ХН, 40Л, 45Л, 35ГЛ, 35ХГСЛ	Нормалізація, покращення	1,8 ∙ НВ	1,75
40Х, 40ХН, 40ХФА	Об’ємне гартування	500…550	1,8
40ХН, 40ХН2МА	Гартування СВЧ		1,75
20ХН, 20ХН2М, 12ХН2, 12ХН3А	Цементація		1,55

Таблиця 2.15-Значення коефіцієнту [S_F]’’.

А також слід визначити сили в зачепленні, виконати перевірочний розрахунок передачі.

2.3 Проектний розрахунок валів

Проектний розрахунок валів полягає у визначенні діаметрів їх вихідних кінців за пониженими напруженнями на кручення. Діаметр вихідного кінця валу визначається за формулою 3.1.

, мм (3.1)

де T – крутний момент, який передає вал, Нмм;

[τ] – знижені допустимі дотичні напруження, .

Понижені допустимі напруження для проектного розрахунку валів рекомендується приймати згідно з рекомендаціями таблицею 3.1.

.Таблиця 3.1-Понижені допустимі напруження для проектного розрахунку валів

Особливості монтажу валу	Допустимі напруження, .
На вихідному кінці валу встановлена муфта.
На вихідному кінці валу встановлена деталь передачі.

Якщо на вихідному кінці валу є шпонкова канавка, то його діаметр треба збільшити на 8…10%.

Отриманий результат необхідно заокруглить до найближчого більшого значення згідно зі стандартним рядом Ra40 (таблиця 3.2).

Вали редукторів виготовляються ступень частими з метою зручності складання та розбирання вузлів валів. Діаметри ступеней валів повинні відрізнятися їх розмірами. Наприклад діаметр під підшипник вибирається більшим за діаметр вихідного кінця, а діаметр під зубчате колесо – більший за діаметр під підшипник.

Таблиця 4.2-Стандартний ряд Ra40, ГОСТ 6636-69.

При конструюванні валів слід враховувати, що розмір діаметра в місці посадки підшипників повинен бути кратним 5. При цьому допускається вибір розміру 35 мм, який відсутній у ряді Ra40.

В пояснювальній записці курсового проекту доцільно показати ескізи валів редуктора із вказаними розрахованими (та обраними конструктивно) діаметрами.

Наприклад:

2.4 Конструктивні розміри зубчастих коліс

При невеликих розмірах шестерні зубчатої передачі доцільно виготовляти ведучій вал редуктора разом (заодно) з шестернею.

Орієнтовно розміри стального циліндричного зубчатого колеса можна визначити за наступними формулами.

Діаметр маточини, мм

, (4.1)

де d_к2 – діаметр вала в місці посадки зубчатого колеса, мм.

Довжина маточини, мм

, (4.2)

Товщина обода, мм

, (4.3)

Товщина обода за умови технологічності виготовлення повинна бути не менше 8 мм.

Товщина диска, мм

, (4.4)

Отримані значення необхідно округлити до найближчого значення згідно зі стандартним рядом Ra40 (таблиця. 4.2).

Для полегшення конструкції та економії матеріалу у дисках коліс передбачаються отвори. Їх діаметр повинен складати не менше 20 мм. У тому випадку, якщо отвори такого діаметру зробити не можна, то їх не роблять.

В пояснювальній записці курсового проекту слід показати ескізи зубчастого колеса із вказаними розрахованими та обраними розмірами на мм бумазі.

 

2.5 Конструктивні розміри корпуса та кришки редуктора

Орієнтовно розміри корпуса і кришки редуктора можна визначити за наступними формулами.

 

Товщина стінок корпусу, мм

, (5.1)

Товщина стінок кришки, мм

, (5.2)

Товщина стінок корпуса і кришки за умови технологічності виготовлення повинна бути не менше 8 мм.

Товщина фланців поясів корпуса і кришки, мм:

верхнього пояса корпуса і пояса кришки

, (5.3)

пояса кришки

, (5.4)

нижнього поясу корпуса

, (5.5)

Отримані значення необхідно округлити до найближчого значення згідно зі стандартним рядом Ra40

(таблиця 4.2).

Діаметри болтів: фундаментних

, (5.6)

з^’єднуючих кришку з корпусом біля підшипників

, (5.7)

з^’єднуючих кришку з корпусом

, (5.8)

Отримані значення необхідно округлити до найближчого значення згідно з ГОСТ 9150 (таблиця 6.1).

Таблиця 5.1-Різьба метрична, ГОСТ 9150 – 59 (зі скороченнями).

Діаметр різьби з крупним кроком (шагом)

3; 3,5; 4; 4,5; 5; 6; 7; 8; 9; 10; 11; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 24; 27; 30

 

Ширина фланців нижнього пояса корпусу (К₁) верхнього пояса корпусу і пояса кришки біля підшипників (К₂) верхнього пояса корпусу і пояса кришки (К₃) (від внутрішньої стінки редуктора) приймається в залежності від діаметрів болтів на відповідних фланцях згідно з рекомендаціями таблиця 5.2.

, (5.3)

пояса кришки

, (5.4)

Таблиця 5.2-Ширина фланців поясів корпусу і кришки.

Діаметр болтів, мм
К1, К2, К3 мм

 

2.6 Ескізне компонування редуктора

Компоновочне креслення редуктора призначене для приблизного визначення положення зубчатих коліс і зірочки ланцюгової передачі відносно до опор валів для наступного визначення реакцій опор, підбору підшипників і перевірочного розрахунку валів.

Ескізна компоновка редуктора виконується в одній проекції – розріз по осях валів при знятій кришці редуктора, в масштабі 1:1 на форматі А3. Рекомендується виконання компоновочного креслення на міліметровому папері.

При виконанні креслення потрібно користуватись наступними рекомендаціями.

Зазор між торцем маточини або шестерні (в залежності від того, яка з цих деталей більше віддаляється від лінії симетрії шестерні та колеса) і внутрішньою стінкою редуктора 12-15 мм.

Зазор між вершинами зубів шестерні та колеса і внутрішньою стінкою редуктора 15 мм.

Необхідно попередньо обрати тип і серію підшипників. При використанні циліндричної косозубої передачі рекомендується призначати радіально-упорні роликові конічні підшипники легкої серії згідно з ГОСТ 333-79 . Підшипники обираються за відповідним діаметром вала під підшипник d_n, який повинен співпадати з діаметром внутрішнього кільця підшипника d за таблиця 6.1.

При установці конічних радіально-упорних підшипників та наступному визначенні плечей діючих сил потрібно пам'ятати, що точка прикладання радіальних сил зміщена на відстань “а_п” від торця підшипника

, (6.1)

Розмір l₂ від осі колеса до точки прикладання реакцій опор і розмір l₃ між точкою реакції опори і серединою маточини зірочки визначається шляхом заміру на ескізній компоновці.

 

2.7 Підбір підшипників та перевірка їх за динамічною вантажопідйомністю

Для визначення довговічності підшипників необхідно попередньо визначити реактивні сили, які діють в місці встановлення підшипників на вал. Для цього вал розглядають як двохопорну балку. На балку (вал) діють сили в зубчатому зачепленні та сили, що виникають в ланцюговій (або пасовій) передачі. Реакції розраховуються в горизонтальній та вертикальній площинах за методами статики. На підшипники діють сумарні реакції, які є геометричною сумою горизонтальних та вертикальних реакцій.

Дані для розрахунків довговічності радіально-упорних конічних підшипників вибираються з ГОСТ 333–79 (таблиця 7.1).

Після визначення осьових складових реакцій у роликових радіально-упорних підшипниках розраховуються їх осьові навантаження за формулами у таблиці 7.2.

Потім розрахунки ведуться паралельно для обох підшипників з метою визначення того підшипника, який більш навантажений.

По відношенню визначається, чи слід враховувати осьову силу при розрахунку еквівалентного навантаження. Якщо відношення менше коефіцієнта осьового навантаження е (таблиця 7.1), то осьова сила не враховується, якщо відношення менше коефіцієнта осьового навантаження е – осьова сила враховується. У відповідності від цього вибираються розрахункові коефіцієнти згідно з таблиця 7.3.

Еквівалентне навантаження на підшипник визначається за формулою

, (7.1)

де X, Y – коефіцієнти, відповідно радіального та осьового навантаження, таблиця 7.3;

V – коефіцієнт обертання кільця, таблиця 7.4;

К_δ – коефіцієнт безпеки, таблиця 7.5;

К_Т – температурний коефіцієнт, таблиця 7.6.

Таблиця 7.1-Роликові підшипники конічні однорядні, ГОСТ 333 – 79

Умовне позначення	d	D	T	C	e	Y
мм	кН
			13,25 15,25 16,25 17,25 18,25 19,25 20,75 21,75 22,75 23,75	14,0 21,0 24,0 31,5 38,5 46,5 50,0 56,0 65,0 78,0	0,31 0,36 0,36 0,36 0,37 0,38 0,41 0,37 0,41 0,35	1,97 1,67 1,67 1,64 1,62 1,56 1,45 1,60 1,46 1,71
			16,25 18,25 20,75 22,75 25,25 27,25 29,25 31,5 33,5		0,30 0,36 0,34 0,32 0,28 0,28 0,31 0,33 0,30	2,03 1,67 0,78 1,38 2,16 2,16 1,94 1,80 1,97

Таблиця 7.2-Формули для розрахунку осьових навантажень

Умови навантаження	Осьові навантаження
;	;
;
;	;

Таблиця 7.3-Значення коефіцієнтів X та Y для однорядних радіально-упорних роликових підшипників

X	Y	X	Y
		0,4	По ГОСТ 333-79 (табл. 8.1)

 

Таблиця 7.4-Коефіцієнт обертання кільця V

Кільце підшипника, що обертається	Коефіцієнт обертання кільця V
Внутрішнє
Зовнішнє	1,2

 

Після визначення еквівалентного навантаження F_e розраховується на довговічність той підшипник, у якого більше це навантаження. Розрахункова довговічність у мільйонах обертів визначається за формулою, млн.об.

, (7.2)

або

, (7.3)

Таблиця 7.5-Коефіцієнт безпеки К_δ.

Характер навантаження	Кδ	Приклади використання
Спокійне без поштовхів	1,0	Ролики стрічкових конвеєрів
Легкі поштовхи, короткочасні перевантаження до 125%	1,0...1,2	Прецизійні зубчасті передачі, металорізальні верстати (крім стругальних і довбальних), блоки, легкі вентилятори
Помірні поштовхи, вібраційне навантаження, короткочасне перевантаження до 150%	1,3...1,5	Букси рейкового рухливого складу, зубчасті передачі 7-й і 8-й ступенів точності, редуктори всіх конструкцій, гвинтові конвеєри
Те ж в умовах підвищеної надійності	1,5...1,8	Центрифуги, потужні електричні машини, енергетичне обладнання

 

Таблиця 7.6- Температурний коефіцієнт К_Т.

Робоча температура підшипника, С˚	≤100
Температурний коефіцієнт КТ	1,0	1,05	1,15	1,25	1,35	1,40

 

Розрахункова довговічність у годинах визначається за формулою, год.

, (7.4)

Для зубчатих редукторів ресурс роботи за ГОСТ 16162 – 85 може перевищувати 36000 год. (такий ресурс роботи самого редуктора), але повинен бути не менше 12000 год. (мінімально допустима довговічність за умови заміни підшипників при ремонті редуктора).

2.8 Розрахунок шпонкових з’єднань

Для з’єднання валу з деталями, що передають обертальній рух, зручно використовувати призматичні шпонки зі сталей 45, Ст6 тощо. Призматичні шпонки обираються згідно з ГОСТ 23360 – 78 (таблиця 8.2) в залежності від діаметру вала. Довжина шпонки приймається менше довжини маточини з таблиці 8.2.

Шпонку перевіряють за деформацією зминання. Умова міцності при цьому має такий вигляд:

, (8.1)

де σ_зм – напруження зминання, ;

[σ_зм]– допустимі напруження на зминання, ,(таблиці 8.1);

Т – крутний момент на валу, Нмм;

d – діаметр вала, мм;

l – довжина шпонки, мм, (таблиця 8.2);

b – ширина шпонки, мм, (таблиця 8.2);

h – висота шпонки, мм, (таблиця 8.2);

t₁ – глибина шпонкового пазу на валу, (таблиця 8.2).

Таблиця 8.1-Допустимі напруження на зминання при стальній маточині

Характер навантаження	Допустимі напруження [σзм],
Спокійне без поштовхів
Легкі поштовхи
Ударні навантаження

 

Якщо умова міцності не виконується (тобто ), то допускається встановлення двох шпонок під кутом 180°. При цьому передбачається, що кожна шпонка сприймає половину навантаження.

Таблиця 8.2- Шпонки призматичні, ГОСТ 23360 – 78

 

2.9 Уточнений розрахунок валів

Перевірочний розрахунок валів полягає у визначенні коефіцієнтів безпеки s для небезпечних перерізів, та порівнянні їх з допустимими значеннями [s].

Приймається для валів зубчатих редукторів, що нормальні напруження від згину змінюються за симетричним циклом, а дотичні від кручення – за віднульовим.

Границя витривалості матеріалу вала для згину визначається за формулою

, (9.1)

де σ_В – границя міцності матеріалу вала, , (таблиця2.1);

Границя витривалості матеріалу вала для кручення:

, (9.2)

Для визначення амплітуди та середнього напруження циклу дотичних напружень необхідно знати полярний момент опору перерізу W_P. Для валів круглого поперечного перерізу полярний момент перерізу вказаний у таблиці 9.1, для валів із шпонковим пазом – у таблиці 9.2.

Таблиця 9.1-Моменти опору валів круглого перерізу.

Діаметр вала, d, мм	WP, см3	Wх, см3
	1,571	0,785
	1,818	0,909
	2,09	1,045
	2,71	1,357
	3,07	1,534
	3,45	1,726
	4,31	2,16
	5,30	2,65
	6,43	3,22
	7,06	3,53
	7,72	3,86
	8,42	4,21
	9,16	4,58
	10,77	5,39
	12,57	6,28
	14,55	7,27
	17,89	8,95
	21,7	10,86
	24,5	12,27
	27,6	13,80
	32,7	16,38
	42,4	21,20

 

Амплітуда та середнє напруження циклу дотичних напружень визначається за формулою

, (9.3)

Коефіцієнт безпеки по нормальних напруженнях

, (9.4)

де k_σ – коефіцієнт концентрації нормальних напружень, для валів зі шпонковою канавкою по таблиця9.3;

ε_σ – масштабний коефіцієнт по нормальних напруженнях, для валів зі шпонковою канавкою по таблиця9.4;

ψ_σ – коефіцієнт який враховує вплив середніх нормальних напружень на міцність вала, таблиця 9.5.

Для дільниць валів з напресованими деталями приймається відношення за таблиця 9.6.

Коефіцієнт безпеки по дотичних напруженнях

, (9.5)

 

де k_τ – коефіцієнт концентрації дотичних напружень, для валів зі шпонковою канавкою по таблиця9.3;

ε_τ – масштабний коефіцієнт по дотичних напруженнях, для валів зі шпонковою канавкою по таблиця9.4;

ψ_τ – коефіцієнт який враховує вплив середніх дотичних напружень на міцність вала, таблиця 9.5.

 

Таблиця 9.2-Моменти опору валів зі шпонковим пазом

Діаметр вала, d, мм	WP, см3	Wх, см3
	1,44	0,655
	1,68	0,770
	1,94	0,897
	2,55	1,192
	2,81	1,275
	3,18	1,453
	4,01	1,855
	4,97	2,32
	5,94	2,73
	6,55	3,02
	7,19	3,33
	7,87	3,66
	8,59	4,01
	10,04	4,66
	11,79	5,51
	13,72	6,45
	16,74	7,80
	20,5	9,62
	22,9	10,65
	25,9	12,10
	30,8	14,51
	40,0	18,76

Для дільниць валів з напресованими деталями приймається відношення за таблиця 9.6. Якщо у перерізі існує декілька концентраторів напружень, то враховується той, для якого відношення більше.

Таблиця 9.3-Значення k_σ та k_τ для валів зі шпонковою канавкою.

Коефіцієнти	σВ ,
kσ	1,6	1,75	1,8	1,9
kτ	1,5	1,6	1,7	1,9

 

Таблиця 9.4-Значення ε_σ та ε_τ для валів зі шпонковою канавкою

Сталь	Діаметр вала d, мм
Вуглецева	εσ	0,92	0,88	0,85	0,82	0,76	0,70	0,61
ετ	0,83	0,77	0,73	0,70	0,65	0,59	0,52
Легована	εσ, ετ	0,83	0,77	0,73	0,70	0,65	0,59	0,52

 

Таблиця 9.5-Значення ψ_σ та ψ_τ .

Сталь	ψσ	ψτ
Вуглецева	0,2	0,1
Легована	0,25…0,30	0,1

 

Результуючий коефіцієнт безпеки перевіряється за умовою міцності

, (9.6)

де [s]– допустимий коефіцієнт безпеки, таблиця 9.7.

Таблиця 9.6-Значення для валів з напресованими деталями

Діаметр вала d, мм	σВ ,
	2,0	2,3	2,6	3,0
	2,35	2,6	3,0	3,4
	2,6	2,8	3,3	3,8
	2,7	3,2	3,65	4,0
	3,3	3,6	4,0	4,5
Примітка. Для дотичних напружень

 

Таблиця 9.7-Значення [s]для валів

Тип розрахунків	Коефіцієнт [s]
Без додаткового розрахунку на жорсткість	2,5
З додатковим розрахунком на жорсткість	1,7

 

2.10 Вибір посадок

Посадки деталей редуктора призначаються згідно з рекомендаціями ГОСТ 25347 – 82 (таблиця 10.1).

Таблиця 10.1-Посадки деталей передач

Посадки	Приклади з'єднань
,	Зубчаті та черв'ячні колеса на вали при важких ударних навантаженнях.
,	Зубчаті та черв'ячні колеса на вали, зубчаті муфти на вали при середніх та невеликих поштовхах.
, ,	Зубчаті колеса на вали при частому демонтажу, муфти.
, ,	Стакани кришок підшипників, розпірні втулки.
Арбітражний збір та витрати сторін у Морській арбітражній комісії при ТПП України В.Винниченко – голова і генеральний секретар з внутрішніх Військовий суд гарнізону. Голова військового суду гарнізону Голова Верховного Суду України та його заступники Голова військового суду регіону Голова Конституційного Суду України та його заступники Голова ПК О.В.Галаган ДЕРЖАВНОЇ ЕКЗАМЕНАЦІЙНОЇ КОМІСІЇ № _________ Договір доручення, комісії та управління майном. Договір доручення, комісії, управління майном. З 12 квітня 2005 р. прем'єр-міністром Естонії є голова ліберальної Партії реформ (створена у 1994 р.) Андрус Ансіп. Переглядів: 1171 <== попередня сторінка | наступна сторінка ==> Додаток 13 | СПИСОК РЕКОМЕНДОВАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ Не знайшли потрібну інформацію? Скористайтесь пошуком google:
	© studopedia.com.ua При використанні або копіюванні матеріалів пряме посилання на сайт обов'язкове.

Генерація сторінки за: 0.069 сек.