Привод к ленточному конвейеру

МГТУ «МАМИ»

Кафедра «Детали машин и ПТУ»

Привод к ленточному конвейеру

Пояснительная записка

ДМ-30В

2010

Техническое задание на курсовой проект ДМ-30В

Разработать привод к ленточному конвейеру.

Кинематическая схема привода. Режим нагружения.

Техническая характеристика привода:

Натяжение ветвей

конвейера: F₁, кН: 3,6.

F₂, кН: 1,3.

Скорость ленты: V, м/с: 1,2.

Диаметр барабана: D, м: 0,4

Ширина барабана: B, м: 0,6

Высота центра

приводного вала Н, м: 0,7.

Ресурс работы привода L_h, тыс. ч: 18

Содержание

Введение

1. Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

3. Расчет первой ступени редуктора

4. Расчет второй ступени редуктора

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

6. Расчет ременной передачи

7. Проектный расчет валов, подбор подшипников

8. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него

9. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

10. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него

11. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него

12. Смазка

13. Проверка прочности шпоночных соединений

14. Выбор муфты

15. Сборка редуктора

Список использованной литературы

Введение

Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.

При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу конвейера. В состав данного привода входят:

1. Электродвигатель.

2. Ременная передача.

3. Редуктор цилиндрический двухступенчатый соосный.

4. Муфта.

Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через ременную передачу передается на быстроходный вал редуктора. В качестве электродвигателя широкое применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.

Цилиндрический двухступенчатый соосный редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент по величине.

Муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера. Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.

1. Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Расчет ведем по [1].

Общий КПД привода:

з = з_ред · з_м · з_рем · з_п

з_ред - КПД редуктора.

з_ред = з_цп² · з_п³

з_цп = 0,96…0,98; принимаем з_цп = 0,97 - КПД закрытой цилиндрической передачи;

з_п = 0,99 - КПД пары подшипников качения.

з_ред = 0,97² · 0,99³ = 0,91

з_м = 0,98 - КПД муфты.

з_рем = 0,94…0,96 - ременная передача; принимаем з_рем = 0,95.

з = 0,91 · 0,98 · 0,95 · 0,99 = 0,84

Требуемая мощность двигателя:

Р_тр = Р_вых/ з = 2,76 / 0,84 = 3,3 кВт.

Р_вых - мощность на валу барабана.

Р_вых = F_t · V = 2,3 · 10³ · 1,2 = 2760 Вт = 2,76 кВт.

F_t = F₁ - F₂ = 3,6 - 1,3 = 2,3 кН - окружная сила на барабане.

Частота вращения барабана [3].

n_вых = = = 57 об/мин.

n_вых - частота вращения барабана.

V = 1,2м/с - скорость ленты.

D = 0,4 м - диаметр барабана.

Выбираем электродвигатель по ГОСТ 16264.1-85 с запасом мощности: АИР112МВ6. P_дв = 4 кВт; n_дв = 950 об/мин.

Передаточное число привода [4].

U = U_ред · U_рем = n_дв / n_вых = 950/57 = 16,6

U_ред - передаточное число редуктора;

U_рем - передаточное число ременной передачи;

Примем: U_ред = 8,3; U_рем = 2.

U_ред = U₁ · U₂ , где:

U₁ - передаточное число первой ступени;

U₂ - передаточное число второй ступени.

По таблице 1.3 из [1] примем:

U₂ = 0,9= 0,9= 2,6;

U₁ = U_ред / U₂ = 8,3 / 2,6 = 3,2.

1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

Частота вращения валов:

n_дв = 950 об/мин;

n₁ = n_дв / U_рем = 950 / 2 = 475 об/мин;

n₂ = n₁ / U₁ = 475 / 3,2 = 148,4 об/мин;

n₃ = n_вых = 57 об/мин.

Угловые скорости валов:

щ₁ = рn₁ / 30 = 3,14 · 475 / 30 = 49,9 рад/с;

щ₂ = рn₂ / 30 = 3,14 · 148,4 / 30 = 15,6 рад/с;

щ₃ = щ_вых = рn₃ / 30 = 3,14 · 57 / 30 = 6 рад/с;

Мощности на валах:

Р_дв = 4 кВт;

Р₁ = Р_дв · з_рем · з_п = 4 · 0,95 · 0,99 = 3,8 кВт;

Р₂ = Р₁ · з_цп · з_п = 3,8 · 0,97 · 0,99 = 3,6 кВт;

Р₃ = Р₂ · з_цп · з_п = 3,6 · 0,97 · 0,99 = 3,5 кВт.

Р_вых = Р₃ · з_м · з_п = 3,5 · 0,98 · 0,99 = 3,4 кВт.

Вращающие моменты на валах:

М₁ = Р₁ / щ ₁ = 3,8 / 49,9 = 0,08 кН·м = 80 Н·м;

М₂ = Р₂ / щ ₂ = 3,6 / 15,6 = 0,23 кН·м = 230 Н·м;

М₃ = Р₃ / щ ₃ = 3,5 / 6 = 0,583 кН·м = 583 Н·м.

М_вых = Р_вых / щ ₃ = 3,4 / 6 = 0,567 кН·м = 567 Н·м.

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

Материал колес - сталь 40Х ГОСТ 4543-71 улучшенная до твердости 180-350 НВ с пределом текучести у_Т = 540 МПа [2].

Материал шестерен - сталь 40Х ГОСТ 4543-71 со сквозной закалкой при нагреве ТВЧ до твердости 48…50 HRC [2].

Расчет по средней твердости [4]: шестерни - 49 HRC, колеса 265 НВ.

Степень точности по контакту.

Ожидаемая окружная скорость:

V = (n₁) / 2000 = 475/2000 = 1,02 м/с

Принимаем восьмую степень точности зубчатых колес редуктора по ГОСТ 1643-81.

Принимаем коэффициент ширины ш_d = 0,8, в соответствии с твердостью колеса - НВ₂ < 350.

Принимаем коэффициент внешней динамической нагрузки К_А = 1, поскольку блок нагружения задан с учетом внешней динамической нагрузки.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при ш_d = 0,8, НВ₂ < 350 равен K_Hв = K_Fв = 1,04 [4].

Коэффициенты режима:

м₃ = У= 0,2 · 1³ + 0,3 · 0,75³ + 0,5 · 0,5³ = 0,389

м₆ = У= 0,2 · 1⁶ + 0,3 · 0,75⁶ + 0,5 · 0,5⁶ = 0,261

м₉ = У= 0,2 · 1⁹ + 0,3 · 0,75⁹ + 0,5 · 0,5⁹ = 0,224

Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости.

Суммарные числа циклов:

N_У1 = 60n₃n₁L_h = 60 · 57 · 475 · 18000 = 29,2 · 10⁹

N_У2 = N_У1/U_ред = 29,2 · 10⁹ / 8,3 = 3,52 · 10⁹

Эквивалентные числа циклов:

N_HE1 = N_У1 · м₃ = 29,2 · 10⁹ · 0,389 = 11,36 · 10⁹

N_HE2 = N_HE1/U_ред = 11,36 · 10⁹ / 8,3 = 1,37 · 10⁹

Базовые числа циклов:

N_HG1 = 340 HRCэ^3,15 + 8 · 10⁶ = 340 · 49^3,15 + 8 · 10⁶ = 8,65 · 10⁷

N_HG2 = 30 НВ^2,4 = 30 · 265^2,4 = 1,96 · 10⁷

Коэффициенты долговечности.

Поскольку N_HG1 < N_HE1, а N_HG2 < N_HE2:

Z_N1 = = = 0,995

Z_N2 = = = 0,996

Пределы контактной выносливости по ГОСТ 2.309-73.

у_Нlim1 = 17HRCэ + 200 = 17 · 49 + 200 = 1033 МПа

у_Нlim2 = 2HВ₂ + 70 = 2 · 265 + 70 = 600 Мпа

Коэффициенты запаса: шестерни - S_H1 = 1,1; S_H2 = 1,1 [2].

Допускаемые напряжения шестерни и колеса.

[у]_H1 = ((у_Нlim1 · Z_N1)/ S_H1) · Z_RZ_VZ_X = ((1033 · 0,995)/1,1) · 1 = 934 МПа

[у]_H2 = ((у_Нlim2 · Z_N2)/ S_H2) · Z_RZ_VZ_X = ((600 · 0,996)/1,1) · 1 = 543 МПа,

где принято Z_RZ_VZ_X = 1, так как ожидаемая скорость в зацеплении V ? 10 м/с.

Расчетное допускаемое напряжение.

[у]_H = 0,45([у]_H1 + [у]_H2) = 0,45(934 + 543) = 665 МПа

[у]_H = 1,25[у]_Hmin = 1,25 · 543 = 679 МПа

За расчетное принимаем меньшее: [у]_H = 665 МПа

Поскольку N_HE1 > 4 · 10⁶ и N_HE2 > 4 · 10⁶; находим:

[у]_F01 = 310 МПа; [у]_F02 = 294 МПа.

[у]_F02 < [у]_F01, поэтому принимаем: [у]_F = 294 МПа.

3. Расчет первой ступени редуктора

U₁ = 3,2

Межосевое расстояние:

б_щ = К_б(U₁ + 1) = 430 · (3,2 + 1) = 97,8 мм.

К_б = 430 - для косозубых передач [3].

Ш_ba = 0,4-0,5 - при симметричном расположении колес, берем: Ш_ba = 0,4. Примем: К_Н = К_Нв Ш_bd = 0,5Ш_ba (U₁ + 1) = 0,5 · 0,4 · (3,2+1) = 0,84

По Ш_bd = 0,84 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем:

К_Нв = 1,24.

Принимаем б_щ = 100 мм.

Модуль зацепления:

m = (0,01-0,02) б_щ = 1,0 - 2,0 мм, принимаем m = 2 мм.

Ширина колеса:

b₂ = ш_ва · б_щ = 0,4 · 100 = 40 мм

b₁ = b₂ + 5 = 40 + 5 = 45 мм - ширина шестерни.

Минимальный угол наклона зубьев:

в_min = arcsin = arcsin = 10,08°

При в = в_min сумма чисел зубьев:

z_c = z₁ + z₂ = (2б_щ/m)cos в_min = (2 · 100/2)cos 10,08°= 98

Угол наклона зубьев:

в = arccos = arccos = 11,5°,

при нем z_c = (2 · 100/2)cos 11,5° = 98

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c / (U₁ + 1) = 98 / (3,2 + 1) ? 23

z₂ = 98 - 23 = 75 - колеса.

Передаточное число:

U_ф = 75 / 23 = 3,26, отклонение ДU = 0,02U - допустимо.

Диаметры делительных окружностей:

d₂ = m z₂ /cos в = 2 · 75 / cos 11,5° = 153 мм - колеса;

d₁ = m z₁ /cos в = 2 · 23 / cos 11,5° = 47 мм - шестерни.

Торцевой (окружной) модуль:

m_t = m /cos в = 2 / cos 11,5° = 2,04

Диаметры вершин зубьев:

d_а1 = d₁ + 2m = 47 + 2 · 2 = 51 мм;

d_а2 = d₂ + 2m = 153 + 2 · 2 = 157 мм.

Проверочный расчет.

Проверка контактных напряжений.

у_Н = Z_E Z_H Z_е

Коэффициент жесткости материала:

Z_E = ; В_i = E_i / (1 - м_i²).

У колес из стали 40Х:

Е = Е₁ = Е₂ = 210 ГПа; м₁ = м₂ = 0,3.

Z_E = = = = 5,78 · 10⁴

Коэффициент формы зуба:

Z_Н = ; tg б_t = tg 20є / cosв = tg 20є / cos 11,5° = 0,37

б_t = 20,3є

в₀ = arcsin (sin в · cos 20є) = arcsin (sin 11,5° · cos 20є) = 10,8є

Z_Н = = 2,46

Коэффициент полной длины линии контакта всех зубьев в зацеплении.

е_в = b₂ tgв / р m_t = b₂ tgв cosв / р m = 40 · tg11,5° · cos11,5° / 3,14 · 2 = 1,27 >1

Z_е = = = 0,78

е_б = (1,88 - 3,2 ) cosв = (1,88 - 3,2 ) cos11,5° = 1,66

Окружная сила:

F_t = 2М₂ / d₂ = 2 · 230 / 153 · 10^-3 = 3007 H

Коэффициент внешней силы:

К_Н = К_Нв · К_НV · К_Нб

После уточнения: К_Нв = 1,14

К_НV = 1 + д_Н q₀ V_t = 1 + 0,04 · 4,7 · 1,19= 1

д_Н = 0,04; q₀ = 4,7; окружная скорость: V_t = d₂ щ₂ / 2 = 153 · 10^-3 · 15,6 / 2 = 1,19 м/с

К_Нб = К_Нб (V_t ; степень точности); К_Нб = 1,04

К_Н = 1,14 · 1 · 1,04 = 1,19

у_Н = 5,78 · 10⁴ · 2,46 · 0,78 = 341,6 МПа < 665 МПа = [у]_H

Проверка напряжения изгиба.

у_F = Y_FS2 Y_в Y_е

Коэффициент внешней силы:

К_F = К_Fв · K_FV · K_Fб = 1,13 ·1 · 1,04 = 1,18; К_Fв = 1,13

K_FV = 1 + д_F q₀ V_t = 1 + 0,16 · 4,7 · 1,19= 1

д_F = 0,16

K_Fб = К_Нб = 1,04

Коэффициент формы (жесткости зуба на изгиб):

Y_FS2 = Y_FS2 (Z_V1, ч)

Эквивалентное число зубьев:

Z_V1 = Z₁ / cos³ в = 23 / cos³ 11,5° = 24; Y_FS2 = 3,6

Коэффициент угла наклона оси зуба:

Y_в = 1 - в / 140 = 1 - 11,5 / 140 = 0,918

Коэффициент перекрытия зацепления:

Y_е = 1 / е_б = 1 / 1,66 = 0,6

у_F = 3,6 · 0,918 · 0,6 =88 МПа < 294 МПа = [у]_F

4. Расчет второй ступени редуктора

U₂ = 2,6. Межосевое расстояние:

б_щ = К_б(U₂ + 1) = 430 · (2,6 + 1) = 112 мм.

К_б = 430 - для косозубых передач [3].

Ш_ba = 0,4-0,5 - при симметричном расположении колес, берем: Ш_ba = 0,4. Примем: К_Н = К_Нв

Ш_bd = 0,5Ш_ba (U₂ + 1) = 0,5 · 0,4 · (2,6+1) = 0,7

По Ш_bd = 0,7 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем: К_Нв = 1,24. Принимаем б_щ = 100 мм.

Модуль зацепления: m = (0,01-0,02) б_щ = 1,0 - 2,0 мм, принимаем m = 2 мм. Ширина колеса:

b₂ = ш_ва · б_щ = 0,4 · 100 = 40 мм

b₁ = b₂ + 5 = 40 + 5 = 45 мм - ширина шестерни.

Минимальный угол наклона зубьев:

в_min = arcsin = arcsin = 10,08°

При в = в_min сумма чисел зубьев:

z_c = z₁ + z₂ = (2б_щ/m)cos в_min = (2 · 100/2)cos 10,08°= 98

Угол наклона зубьев:

в = arccos = arccos = 11,5°, при нем z_c = (2 · 100/2)cos 11,5° = 98

Число зубьев шестерни:

z₁= z_c / (U₂ + 1) = 98 / (2,6 + 1) ? 27

z₂ = 98 - 27 = 71 - колеса.

Передаточное число:

U_ф = 71 / 27 = 2,63, отклонение ДU = 0,02U - допустимо.

Диаметры делительных окружностей:

d₁ = m z₁ /cos в = 2 · 27 / cos 11,5° = 55 мм - шестерни;

d₂ = m z₂ /cos в = 2 · 71 / cos 11,5° = 145 мм - колеса.

Торцевой (окружной) модуль:

m_t = m /cos в = 2 / cos 11,5° = 2,04

Диаметры вершин зубьев:

d_а1 = d₁ + 2m = 55 + 2 · 2 = 59 мм;

d_а2 = d₂ + 2m = 145 + 2 · 2 = 149 мм.

Проверочный расчет.

Проверка контактных напряжений.

у_Н = Z_E Z_H Z_е

Коэффициент жесткости материала:

Z_E = ; В_i = E_i / (1 - м_i²).

У колес из стали 40Х:

Е = Е₁ = Е₂ = 210 ГПа; м₁ = м₂ = 0,3.

Z_E = = = = 5,78 · 10⁴

Коэффициент формы зуба:

Z_Н = ; tg б_t = tg 20є / cosв = tg 20є / cos 11,5° = 0,37

б_t = 20,3є

в₀ = arcsin (sin в · cos 20є) = arcsin (sin 11,5° · cos 20є) = 10,8є

Z_Н = = 2,46

Коэффициент полной длины линии контакта всех зубьев в зацеплении.

е_в = b₂ tgв / р m_t = b₂ tgв cosв / р m = 40 · tg11,5° · cos11,5° / 3,14 · 2 = 1,27 >1

Z_е = = = 0,77

е_б = (1,88 - 3,2 ) cosв = (1,88 - 3,2 ) cos11,5° = 1,68

Окружная сила:

F_t = 2М₃ / d₂ = 2 · 583 / 145 · 10^-3 = 8041 H

Коэффициент внешней силы:

К_Н = К_Нв · К_НV · К_Нб

После уточнения: К_Нв = 1,14

К_НV = 1 + д_Н q₀ V_t = 1 + 0,04 · 4,7 · 0,44= 1

д_Н = 0,04; q₀ = 4,7; окружная скорость:

V_t = d₂ щ₃ / 2 = 145 · 10^-3 · 6 / 2 = 0,44 м/с

К_Нб = К_Нб (V_t ; степень точности); К_Нб = 1,04

К_Н = 1,14 · 1 · 1,04 = 1,19

у_Н = 5,78 · 10⁴ · 2,46 · 0,77 = 465,6 МПа < 665 МПа = [у]_H

Проверка напряжения изгиба.

у_F = Y_FS2 Y_в Y_е

Коэффициент внешней силы:

К_F = К_Fв · K_FV · K_Fб = 1,13 ·1 · 1,04 = 1,18; К_Fв = 1,13

K_FV = 1 + д_F q₀ V_t = 1 + 0,16 · 4,7 · 0,44= 1

д_F = 0,16

K_Fб = К_Нб = 1,04

Коэффициент формы (жесткости зуба на изгиб):

Y_FS2 = Y_FS2 (Z_V1, ч)

Эквивалентное число зубьев:

Z_V1 = Z₁ / cos³ в = 27 / cos³ 11,5° = 29; Y_FS2 = 3,4

Коэффициент угла наклона оси зуба:

Y_в = 1 - в / 140 = 1 - 11,5 / 140 = 0,918

Коэффициент перекрытия зацепления:

Y_е = 1 / е_б = 1 / 1,68 = 0,6

у_F = 3,4 · 0,918 · 0,6 =222 МПа < 294 МПа = [у]_F

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

По рекомендациям [1] в качестве материала корпуса выбираем: СЧ15 ГОСТ 1412-85. Толщина стенки корпуса:

д = 2,6? 6 мм

д = 2,6 = 7,18 мм

Принимаем: д = 8 мм - табл. 24.1 [1].

Толщина стенки крышки корпуса: д₁ = 0,9д = 0,9 · 8 = 7,2

Принимаем: д₁ = 7,5 мм - табл. 24.1 [1].

Толщина поясов стыка:

b = 1,5д = 1,5 · 8 = 12 мм; b₁ = 1,5д₁ = 1,5 · 7,5 = 11,3 мм

Принимаем: b = 12 мм; b₁ = 11,5 мм - табл. 24.1 [1].

Размеры конструктивных элементов из [1]:

f = (0,4…0,5) д₁ = (0,4…0,5) · 7,5 = 3…3,75 мм; f = 3,6 мм.

l = (2…2,2) д = (2…2,2) · 8 = 16…17,6 мм; l = 17 мм.

Из [1] в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов крепления крышки редуктора и отверстия под них:

Болт: М12; d₀ = 13 мм.

Ширина фланца корпуса и крышки:

К = 2,7d = 2,7 · 12 = 32,4 мм; К = 32 мм - табл. 24.1 [1].

К₁ = 2,2d = 2,2 · 12 = 26,4 мм; К = 26 мм - табл. 24.1 [1].

Диаметры штифтов:

d_шт = (0,7…0,8)d = (0,7…0,8) · 12 = 7,9…9,6 мм; d_шт = 8 мм

Диаметры болтов крепления корпуса редуктора на раме:

d_к = ? 12 мм

d_к = = 10,5 мм; берем: М12

Толщина фланца крепления редуктора на раму:

g = 1,5 d_к = 1,5 · 12 = 18 мм.

Диаметр болтов крепления крышек подшипников:

d_п = (0,7…0,75)d_к = (0,7…0,75) · 12 = 7,9…8,9 мм; берем М8.

6. Расчет ременной передачи

Частота вращения малого шкива: n = n_дв = 950 об/мин

Передаваемая мощность:

Р = Р_дв = 4 кВт

По номограмме принимаем ремень типа Б. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива: d_1min = 125 мм

Принимаем: d₁ = 125 мм

Диаметр ведомого шкива:

d₂ = d₁ · U_рем(1 - е), где е = 0,015 - коэффициент скольжения.

d₂ = 125 · 2 · (1 - 0,015) = 246,25 мм

Принимаем: d₂ = 250 мм из стандартного ряда.

Фактическое передаточное число:

U_Ф = d₂ / d₁(1 - е) = 250 / (125 · (1 - 0,015)) = 2,03

ДU = · 100% = 1,5% < 3%

Ориентировочное межосевое расстояние:

б ? 0,55(d₁ + d₂) + h(H),

где h(H) = 10,5

б ? 0,55(125 + 250) + 10,5 = 216,75 мм

Расчетная длина ремня:

L = 2б + (d₁ + d₂) + (d₂ - d₁)² / 2б = = 2 · 216,75 + (125 + 250) + (250 - 125)² / 2 · 216,75 = 1058,29 мм

Принимаем: L = 1060 мм.

Уточнение значения межосевого расстояния:

б = (2L - р(d₁ + d₂) + ) = = (2 · 1060 - 3,14 · 375 + ) = 227 мм

Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

б₁ = 180° - 57° = 180° - 57° = 148,6°

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:

[P_n] = [P₀] C_p C_б C_l C_z ,

где [P₀] = 1,86 кВт определяем из условия:

v = р d₁ n / 60 · 10³ = 3,14 · 125 · 950 / 60 · 10³ = 6,21 м/с

C_p = 1; C_б = 0,86; C_l = 1,04; C_z = 0,98.

[P_n] = 1,86 · 1 · 0,86· 1,04· 0,98 = 1,63 кВт.

Количество клиновых ремней:

Z = P_ном / [P_n] = 4 / 1,63 = 2,45, принимаем: Z =3.

Сила предварительного натяжения:

F₀ = = = 221 H

Окружная сила:

F_t = P_ном · 10³ / v = 4 · 10³ / 6,21 = 644,1 H

Силы натяжения:

F₁ = F₀ + F_t / 2z = 221 + 644,1 / 2 · 3 = 328,4 H

F₂ = F₀ - F_t / 2z = 221 - 644,1 / 2 · 3 = 113,6 H

Cила давления на вал:

F_оп = 2 F₀ z sin(б₁/2) = 2 · 221 · 3 · sin(148,6 / 2) = 1277 H

7. Проектный расчет валов, подбор подшипников

Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69 и рекомендациями [1].

В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].

Проектный расчет быстроходного вала.

Диаметр вала:

d_б ? (7…8) = (7…8) = 30,1…34,4

Принимаем диаметр посадки ведомого шкива на быстроходный вал d_б = 32 мм.

Диаметр под подшипники:

d^б_п ? d_б + 2t = 32 + 2 · 2,5 = 37 мм, где t = 2,5 из [1].

Принимаем: d^б_п = 40 мм (ГОСТ 27365-87).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7208 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 40 мм, D = 80 мм, b = 18 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 58,3 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 40 кН.

Проектный расчет промежуточного вала.

Диаметр вала:

d_пр ? (6…7) = (6…7) = 36,7…42,8

Принимаем: d_пр = 42 мм

Диаметр под подшипники:

d^б_пр = d_пр - 3r = 42 - 3 · 2,5 = 34,5 мм, где r = 2,5 из [1].

Принимаем: d^б_пр = 35 мм (ГОСТ 27365-87).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7207 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 48,4 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 32,5 кН.

По [1] определяем остальные конструктивные размеры:

d_бк ? d_пр + 3f = 42 + 3 · 1,2 = 45,6 мм; принимаем: d_бк = 46 мм.

d_бп ? d^б_пр + 3r = 35 + 3 · 2 = 41 мм; принимаем: d_бп = 42 мм.

Проектный расчет тихоходного вала.

Диаметр вала:

d_т ? (5…6) = (5…6) = 41,7…50,0

Принимаем: d_т = 45 мм

Диаметр под подшипники:

d^б_т ? d_т + 2t = 45 + 2 · 2,8 ? 50 мм, где t = 2,8 из [1].

Диаметр под подшипники принимаем d^б_т = 50 мм (ГОСТ 8338-75).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7210 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 50 мм, D = 90 мм, b = 20 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 70,4 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 55 кН.

d_бп ? d^б_т + 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: d_бп = 60 мм.

По имеющимся данным, основываясь на рекомендациях [1] проводим эскизную компоновку редуктора.

Проектный расчет приводного вала.

Диаметр вала:

d_т ? (5…6) = (5…6) = 41,3…49,6

Принимаем: d_т = 45 мм

Диаметр под подшипники:

d^б_т ? d_т + 2t = 45 + 2 · 2,8 ? 50 мм, где t = 2,8 из [1].

Диаметр под подшипники принимаем d^б_т = 50 мм (ГОСТ 8338-75).

Учитывая отсутствие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый 310 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 50 мм, D = 110 мм, b = 27 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 61,8 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 36 кН.

d_бп ? d^б_т + 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: d_бп = 60 мм.

8. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

F_t1 = 3007 H, F_оп = 1277 Н, d₁ = 47 мм.

F_r1 = F_t1 tgб/cosв = 3007 · tg20° / cos11,5° = 1117 H, F_a1 = F_t1 tgв = = 3007 · tg11,5°= 612 H.

g = 120 мм, h = 40 мм, l = 40 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_ЕX = (F_r1l + F_a1d₁/2 + F_оп(g + h + l))/(h + l) = (1117·40 + 612·23,5 +

+1277·200)/80 = 3931 Н;

R_FX = (F_r1 h - F_a1d₁/2 - F_оп g)/(h +l) = (1117·40 - 612·23,5 - 1277·120)/80 = -1537 Н;

Проверка:

R_EX + R_FX - F_r1 - F_оп = 3931 - 1537 - 1117 - 1277 = 0.

в плоскости yz:

R_EY = F_t1l/(h + l)= 3007·40/80 = 1503,5 Н;

R_FY = F_t1 h/(h + l)= 3007·40/80 = 1503,5 Н;

Проверка:

R_EY + R_FY - F_t1 = 1503,5 + 1503,5 - 3007 = 0.

Суммарные реакции:

R_E = = = 4209 H;

R_F = = = 2150 H;

M_{y max} = F_оп g = 1277 · 0,12 = 153,2 H · м

M_{x max} = R_EY h = 1503,5 · 0,040 = 60,1 H · м

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

у_а = у_u = М_сеч / 0,1d_б³ = 153,2 · 10³ / 0,1 · 40³ = 23,9 МПа

ф_а = ф_к /2 = М₁ / 2 · 0,2d_б³ = 80 · 10³ / 0,4 · 40³ = 3,1 МПа

К_у / К_dу = 3,8 [2]; К_ф / К_dф = 2,2 [2];

K_Fу = K_Fф = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_уД = (К_у / К_dу + 1 / К_Fу - 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_фД = (К_ф / К_dф + 1 / К_Fф - 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

у_-1Д = у_-1 / K_уД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

ф_-1Д = ф _-1 / K_фД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_у = у_-1Д / у_а = 94,7 / 23,9 = 4,0; S_ф = ф _-1Д / ф _а = 91 / 3,1 = 29,4

S = S_у S_ф / = 4 · 29,4 / = 3,96 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_r1 + YP_a1)K_бK_T,

в которой радиальная нагрузка P_r1 = 4209 H; осевая нагрузка P_a1 = F_a1 = 612 H; V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K_б = 1,3; К_Т = 1 [3].

Отношение F_a1 / С_о = 612 / 40000 = 0,015; этой величине соответствует е = 0,41. Отношение Р_a1 / P_r1 = 612 / 4209 = 0,15 < е; Х = 1; Y = 0. Р_э = (1·4209 + 0· 612) · 1,3 = 5472 H < С = 58300 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э)^3,33 = (58300/5472)^3,33 = 266 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶/60n = 266·10⁶/60·475 = 2,9·10⁴ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

9. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

F_t2 = 3007 H, F_r2 = 1117 H, F_a2 = 612 H, d₂ = 153 мм.

F_t3 = 8041 H, F_r3 = F_t3 tgб/cosв = 8041 · tg20° / cos11,5° = 2986 H, F_a3 = F_t3 tgв = 8041 · tg11,5°= 1636 H, d₃ = 55 мм.

d = 50 мм, e = 120 мм, f = 50 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_DX = (F_r3(d+е) + F_r2d + F_a2d₂/2 - F_a3d₃/2)/(d+e+f) =(2986·170 + 1117·50 +

+ 612·76,5 - 1636 · 27,5)/220 = 2570 Н;

R_CX = (F_r3f + F_r2(f+e) - F_a2d₂/2 + F_a3d₃/2)/(d+e+f) =(2986·50 + 1117·170 - 612·76,5 + 1636 · 27,5)/220 = 1533 Н;

Проверка:

R_DX + R_CX - F_r3 - F_r2 = 2570 + 1533 - 2986 - 1117 = 0.

в плоскости yz:

R_DY = (F_t2d + F_t3(d+e))/(d+e+f) =(3007·50 + 8041·170)/220 = 6897 Н;

R_CY = (F_t3f + F_t2(f+e))/(d+e+f) =(8041·50 + 3007·170)/220 = 4151 Н;

Проверка:

R_DY + R_CY - F_t3 - F_t2 = 6897 + 4151 - 8041 - 3007 = 0.

Суммарные реакции:

R_D = = = 7360 H;

R_C = = = 4425 H;

Опасное сечение - место под колесо второй ступени.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, у_в = 780 МПа, у_т = 540 МПа, ф_т = 290 МПа, у_-1 = 360 МПа, ф_-1 = 200 МПа, ш_ф = 0,09, [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = R_СX(e+d) - F_r2e + F_a2d₂/2 = 1533 · 0,17 - 1117 · 0,12 + 612 · 0,0765 = 173,4 Н·м;

М_х = R_DY f = 6897 · 0,05 = 344,8 Н·м;

М_сеч = = = 386 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

у_а = у_u = М_сеч / 0,1d_пр³ = 386 · 10³ / 0,1 · 50³ = 30,9 МПа

ф_а = ф_к /2 = M₂ / 2 · 0,2d_пр³ = 230 · 10³ / 0,4 · 50³ = 4,6 МПа

К_у / К_dу = 3,8 [2]; К_ф / К_dф = 2,2 [2];

K_Fу = K_Fф = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_уД = (К_у / К_dу + 1 / К_Fу - 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_фД = (К_ф / К_dф + 1 / К_Fф - 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

у_-1Д = у_-1 / K_уД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

ф_-1Д = ф _-1 / K_фД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_у = у_-1Д / у_а = 94,7 / 30,9 = 3,1; S_ф = ф _-1Д / ф _а = 91 / 4,6 = 19,8

S = S_у S_ф / = 3,1 · 19,8 / = 3,1 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_r + YP_a)K_бK_T,

в которой радиальная нагрузка P_r = 7360 H; осевая нагрузка P_a = 1024 H; V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K_б = 1,3; К_Т = 1 [3].

Отношение P_a / С_о = 1024 / 32500 = 0,032; этой величине соответствует е = 0,34. Отношение Р_a / P_r = 1024 / 7360 = 0,14 < е; Х = 1; Y = 0. Р_э = (1·7360 + 0· 1024) · 1,3 = 9568 H < С = 48400 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э)³ = (48400/9568)^3,33 = 222 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶/60n = 222·10⁶/60·148,4 = 2,8·10⁴ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

10. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

F_t = 8041 H, F_r = 2986 H, F_a = 1636 H, d = 145 мм.

a = 40 мм, b = 40 мм, c = 120 мм.

Усилие от муфты: F_M = 125 = 125 = 3018 H

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_AX = (F_tb + F_Mc)/(a+b) =(8041·40 + 3018·120)/80 = 8548 Н;

R_BX = (F_ta - F_M(a+b+c))/(a+b) =(8041·40 - 3018·200)/80 = -3525 Н;

Проверка:

R_AX + R_BX + F_M - F_t = 8548 - 3525 + 3018 - 8041 = 0.

в плоскости yz:

R_AY = (F_rb - F_ad/2)/(a+b) =(2986·40 - 1636·72,5)/80 = 10 Н;

R_BY = (F_ra + F_ad/2)/(a+b) =(2986·40 + 1636·72,5)/80 = 2976 Н;

Проверка:

R_AY + R_BY - F_r = 10 + 2976 - 2986 = 0.

Суммарные реакции:

R_A = = = 8548 H;

R_B = = = 4613 H;

Опасное сечение - место под колесо цилиндрической передачи.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, у_в = 780 МПа, у_т = 540 МПа, ф_т = 290 МПа, у_-1 = 360 МПа, ф_-1 = 200 МПа, ш_ф = 0,09, [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = R_AY a + F_ad/2 = 10 · 0,04 + 1636 · 0,0725 = 119 Н·м;

М_х = R_AX a = 8548 · 0,04 = 342 Н·м;

М_сеч = = = 362 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

у_а = у_u = М_сеч / 0,1d_пр³ = 362 · 10³ / 0,1 · 60³ = 16,8 МПа

ф_а = ф_к /2 = M₃ / 2 · 0,2d_пр³ = 583 · 10³ / 0,4 · 60³ = 6,7 МПа

К_у / К_dу = 3,8 [2]; К_ф / К_dф = 2,2 [2];

K_Fу = K_Fф = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_уД = (К_у / К_dу + 1 / К_Fу - 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_фД = (К_ф / К_dф + 1 / К_Fф - 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

у_-1Д = у_-1 / K_уД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

ф_-1Д = ф _-1 / K_фД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_у = у_-1Д / у_а = 94,7 / 16,8 = 5,6; S_ф = ф _-1Д / ф _а = 91 / 6,7 = 13,6

S = S_у S_ф / = 5,6 · 13,6 / = 5,2 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_r + YP_a)K_бK_T,

в которой радиальная нагрузка P_r = 8548 H; осевая нагрузка P_a = 1636 H; V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K_б = 1,3; К_Т = 1 [3]. Отношение P_a / С_о = 1636 / 55000 = 0,030; этой величине соответствует е = 0,34. Отношение Р_a / P_r = 1636 / 8548 = 0,19 < е; Х = 1; Y = 0. Р_э = (1·8548 + 0· 1636) · 1,3 = 11112 H < С = 70400 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э)³ = (70400/11112)^3,33 = 471 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶/60n = 471·10⁶/60·57 = 14·10⁴ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

11. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

m = 800 мм, n = 58 мм.

Усилие от муфты: F_M = 125 = 125 = 3018 H

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_KX = F_Mn/m = 3018·58/800 = 219 Н;

R_MX = - F_M(m+n)/m = - 3018·858/800 = - 3237 Н;

Проверка:

R_KX + R_MX + F_M = 219 - 3237 + 3018 = 0.

Реакции опор:

R_К = 219 H;

R_М = 3237 H;

Опасное сечение - опора М.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, у_в = 780 МПа, у_т = 540 МПа, ф_т = 290 МПа, у_-1 = 360 МПа, ф_-1 = 200 МПа, ш_ф = 0,09, [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_х = R_КX m = 219 · 0,8 = 175 Н·м;

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

у_а = у_u = М_сеч / 0,1d_пр³ = 175 · 10³ / 0,1 · 50³ = 14 МПа

ф_а = ф_к /2 = M_вых / 2 · 0,2d_пр³ = 567 · 10³ / 0,4 · 50³ = 11,3 МПа

К_у / К_dу = 3,8 [2]; К_ф / К_dф = 2,2 [2];

K_Fу = K_Fф = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_уД = (К_у / К_dу + 1 / К_Fу - 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_фД = (К_ф / К_dф + 1 / К_Fф - 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

у_-1Д = у_-1 / K_уД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

ф_-1Д = ф _-1 / K_фД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_у = у_-1Д / у_а = 94,7 / 14 = 6,8; S_ф = ф _-1Д / ф _а = 91 / 11,3 = 8,1

S = S_у S_ф / = 6,8 · 8,1 / = 5,2 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_r + YP_a)K_бK_T,

в которой радиальная нагрузка P_r = 3237 H; осевая нагрузка P_a = 0 H;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K_б = 1,3; К_Т = 1 [3]. Р_э = 3237 · 1,3 = 4208 H < С = 61800 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э)³ = (61800/4208)³= 853 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶/60n = 853·10⁶/60·57 = 25·10⁴ ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

12. Смазка

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по [1] (табл. 11.1):

V = 1,19 м/с; [у]_H = 665 МПа - V_50° = 60 мм²/с

По [1] (табл. 11.2) принимаем масло индустриальное И-70А, у которого V_50°C = 65-75 мм²/с.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

13. Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

у_см = 2М / d(l - b)(h - t₁) < [у]_см = 120 МПа

Быстроходный вал Ш32 мм, шпонка 10 Ч 8 Ч 32, t₁ = 5 мм.

у_см = 2 · 80 · 10³ / 32 · (32 - 10)(8 - 5) = 76 МПа < [у]_см

Промежуточный вал Ш42 мм, шпонка 12 Ч 8 Ч 45, t₁ = 5 мм.

у_см = 2 · 230 · 10³ / 42 · (45 - 12)(8 - 5) = 110 МПа < [у]_см

Тихоходный вал Ш45 мм, шпонка 14 Ч 9 Ч 70, t₁ = 5,5 мм.

у_см = 2 · 583 · 10³ / 45 · (70 - 14)(9 - 5,5) = 119 МПа < [у]_см

Тихоходный вал Ш60 мм, шпонка 18 Ч 11 Ч 56, t₁ = 7 мм.

у_см = 2 · 583 · 10³ / 60 · (56 - 18)(11 - 7) = 114 МПа < [у]_см

Приводной вал Ш60 мм, шпонка 18 Ч 11 Ч 70, t₁ = 7 мм.

у_см = 2 · 567 · 10³ / 60 · (70 - 18)(11 - 7) = 91 МПа < [у]_см

14. Выбор муфты

Муфта, соединяющая тихоходный вал с приводным валом.

Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.

При проектировании компенсирующе - предохранительной муфты, за основу возьмем упругую втулочно-пальцевую муфту:

Муфта 710-45-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[М] = 710 Н · м, D Ч L = 190 Ч 226.

В нашем случае: М₃ = 583 Н · м

Наличие упругих втулок позволяет скомпенсировать неточность расположения в пространстве ведомого вала и приводного вала. Доработаем данную муфту, заменив ее крепление на приводном валу со шпонки на штифт. Штифт рассчитаем таким образом, чтобы при превышении максимально допустимого передаваемого момента его срезало. Таким образом, штифт будет служить для ограничения передаваемого момента и предохранения частей механизма от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. [2]

Наибольший номинальный вращающий момент, передаваемый муфтой: М_ном = 710 Н · м

Расчетный вращающий момент М срабатывания муфты: М = 1,25М_ном = 1,25 · 710 = 887,5 Н · м

Радиус расположения поверхности среза: R = 22,5 мм

Материал предохранительного штифта: Сталь 30 ГОСТ 1050-88, у_в = 490 МПа

Коэффициент пропорциональности между пределами прочности на срез и на разрыв: К = 0,68

Расчетный предел прочности на срез штифта: ф_ср = К · у_в = 0,68 · 490 = 333,2 МПа

Диаметр предохранительного штифта:

d = = = 0,012 м, d = 12 мм

Предельный вращающий момент (проверочный расчет):

М = рd²r ф_ср /4 = 3,14 · 0,012² · 0,0225 · 333,2 · 10⁶ / 4 = 847,5 Н · м

15. Сборка редуктора

Детали перед сборкой промыть и очистить.

Сначала собираем валы редуктора. Ставим колеса, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.

Далее устанавливаем валы в корпус редуктора.

Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.

После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.

Список использованной литературы

1. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов - Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1984 г.

2. С.А. Чернавский и др. - Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.

3. М.Н. Иванов - Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

4. А.Е. Шейнблит - Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.