Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчётно-пояснительная записка к курсовому проекту

Тема проекта: «Проектирование привода к ленточному конвейеру для штучных грузов»

Введение

Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, а также подобрать муфты, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной также посредством муфты со срезным штифтом соединен с цепной передачей который связан с транспортером.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.1 Кинематический анализ схемы привода

электродвигатель шестерня подшипник конструктивный

Привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого редуктора. При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

Коэффициент полезного действия привода

По таблице 1.1 [1] коэффициент полезного действия пары цилиндрических колес ?_зп = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ?_п = 0,99; коэффициент, учитывающий потери в муфте ?_м = 0,98; коэффициент, учитывающий потери в цепи ?_ц = 0,96

Общий КПД привода:

_о= 0,96 * 0,98²* 0,99⁴ = 0,88

1.2 Выбор электродвигателя

Рассчитать параметры выходного вала

а) вращающий момент

Т₄ =(S₁-S₂) D_б/2=(5-3) 0,32/2=480 Нм

б) частота вращения барабана



в) Расчетная мощность электродвигателя:

Р =Т*W=480*4.37=2100

1.3 Расчетная мощность двигателя:

Р_д=Р/_о =2100/0,88= 2386Вт=2,36кВт, возьмём 2,2 кВт

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полной загрузкой.

По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [1]) по требуемой мощности

Р_тр = 2,2кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный

короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый с синхронной частотой

n = 1500 об/мин 4А90L с параметрами Р_дв = 2.2 кВт и скольжением

S=5.1%, отношение Р_п/Р_н=2.

1.4 Передаточное отношение редуктора:

i_o=i_ц U₁ U₂=2*5*4=40

Передаточное отношение первой ступени примем u₁=5; соответственно второй ступени u₂=5

1.5 Частота вращения

n₁= n₄ i_o=42*40=1680, об/мин табличная =1420, об/мин

1.6 требуемое i_o

i_o=i_ц U₁ U₂ =33,8

i_o =1420/42=33,8

U₂ =33,8/2=16,5

1.7Разбивка U редуктора

U₁ =4,4, U₂ =3,8

1.8 Крутящие моменты и частоты вращения

Нм=252,5*10³Нмм

n₃ = n₄ * i_ц=42*2= 84, об/мин

Нм=68*10³Нмм

n₂ = n₃ * u₂=84*3.8= 321.5, об/мин

Нм=15.9*10³Нмм

n₁ = n₂ * U₁=321.5*4.4= 1415.5, об/мин

рад/с

P₁ = T₁ * W₁=15.9*147.4= 2351.4кВт

Все данные сводим в таблицу 1:

Таблица 1

	Быстроходный вал	Промежуточный вал	Тихоходный вал	Вал барабана
Частота вращения, об/мин	n1= 1415	n2=321,5	n3=84	n4=42
Угловая скорость, рад/с	w1= 148	w2 =33,6	w3= 8,7	W4= 4,3
Крутящий момент, 103 Нмм	T1= 15,9	T2= 68	T3= 252,5	T4= 480

2. Расчет зубчатых колес

2.1 Выбор материала

Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - нормализация, твердость НВ 190; для колеса и шестерни - сталь 45

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9 [1])

, МПа

где: ?_{Н lim b} - предел контактной выносливости, МПа;

, МПа

для колеса и шестерни: = 2*190 + 70 = 450 МПа

К_НL - коэффициент долговечности

где: N_HO - базовое число циклов напряжений;

N_НЕ - число циклов перемены напряжений;

Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают К_HL = 1.

[S_H] - коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [S_H] = 1,11,2.

Для шестерни и колеса:

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])



= 0.45 (409+409)=368 МПа.

2.2 Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора

Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм

где: К_а - для прямозубых колес К_а = 49,5;

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

Т₂ - крутящий момент второго вала, Нмм;

К_Н? - коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение К_Н? по таблице 3.1 [1]. К_Н?=1

[?_H] - предельно допускаемое напряжение;

?_ba - коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ?_ba = 0,25 0,40.

мм

Нормальный модуль:

m_n = (0,010,02)*а_w

где: а_w - межосевое расстояние, мм;

m_n = (0,010,02)*а_w = (0,010,02)*117 = 1,17 мм

Угол наклона зубьев ?=0°.

Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1]):

,

где: а_w - межосевое расстояние, мм;

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

m_t - нормальный модуль, мм;

Число зубьев колеса:

Диаметры делительные.

Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

Диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: d_a1 =d₁+2m =43,3 + 2*1.17 = 45.63 мм

Для колеса: d_a2 =d₂+2m= 190.71 + 2*1.17 = 193.05 мм

Ширина зуба.

Для колеса: b₂ = ?_ba * a_w = 0,25 * 117 = 29.25 мм

Для шестерни: b₁ = b₂ + 5 = 29.25 + 5 = 34.25 мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

,

где: b₁ - ширина зуба для шестерни, мм;

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм;

Окружная скорость колес

м/с

Степень точности передачи: для прямозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки.

По таблице 3.5 [1] при ?_bd = 1,29, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент К_Н? = 1,17.

По таблице 3.4 [1] при ? = 3,2 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Н?=1,07.

По таблице 3.6 [1] для прямозубых колес при скорости менее 5 м/с коэф-фициент К_Н? = 1.

= 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252

Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].

, МПа

где: а_w - межосевое расстояние, мм;

Т₂ - крутящий момент второго вала, Нмм;

К_Н - коэффициент нагрузки;

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

b₂ - ширина колеса, мм;

Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении.

В зацеплении действуют три силы:

Окружная

, Н

где: Т₁ - крутящий момент ведущего вала, Нмм;

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм;

Радиальная

, Н

где: ? - угол зацепления, °;

? - угол наклона зуба, °;

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (см. формулу 3.25 [1]).

, МПа

где: F_t - окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки К_F = K_F? * K_F? (см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ?_bd = 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_F? = 1.36.

По таблице 3.8 [1] для прямозубых колес 8-й степени точности и скорости 3,2 м/с коэффициент К_F? = 1,1.

Таким образом, К_F = 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_?

У шестерни

У колеса

Коэффициент Y_F1 = 3,85 и Y_F2 = 3,6 (см. стр. 42 [1]).

Определяем коэффициенты Y_? и К_F?.

,

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ?_? = 1,5; степень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

, МПа

По таблице 3.9 для стали 45 нормализованной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни и колеса = 1,8 * 190 = 342 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1] [S_F]' = 1.75 для стали 45 нормализованной; [S_F]» = 1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни и колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

Для шестерни и колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Условие прочности выполнено.

2.2 Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора

Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм

где: К_а = 49,5;

u₃ - передаточное отношение на выходе;

Т₃ - крутящий момент на выходе;

К_Н?=1

?_ba = 0,25 0,40.

Нормальный модуль

m_n = (0,010,02)*а_w = (0,010,02)*177 = 1,77 мм

Угол наклона зубьев ?=0°.

Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1]):

,

где: а_w - межосевое расстояние, мм;

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

m_t - нормальный модуль, мм;

Число зубьев колеса:

Диаметры делительные

Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

Диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: d_a1 =d₁+2m =72,5+ 2*1,77 = 76,11 мм

Для колеса: d_a2 =d₂+2m= 281,4 + 2*1,77 = 284,97 мм

Ширина зуба.

Для колеса: b₂ = ?_ba * a_w = 0,25 * 177 = 44,25 мм

Для шестерни: b₁ = b₂ + 5 = 44,25 + 5 = 49.25 мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

,

где: b₁ - ширина зуба для шестерни, мм;

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм;

Окружная скорость колес

м/с

Степень точности передачи: для прямозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

По таблице 3.5 [1] при ?_bd = 1,29, твердости НВ< 350 и несимметричном расположении колес коэффициент К_Н? = 1,17.

По таблице 3.4 [1] при ? = 0,31 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Н?=1,07.

По таблице 3.6 [1] для прямозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент К_Н? = 1.

 = 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252

Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].

, МПа

где: а_w - межосевое расстояние, мм;

Т₂ - крутящий момент второго вала, Нмм;

К_Н - коэффициент нагрузки;

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

b₂ - ширина колеса, мм;

Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении

В зацеплении действуют три силы:

Окружная

, Н

где: Т₃ - крутящий момент ведущего вала, Нмм;

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм;

Радиальная

, Н

где: ? - угол зацепления, °;

? - угол наклона зуба, °;

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (см. формулу 3.25 [1]).

, МПа

где: F_t - окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки К_F = K_F? * K_F? (см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ?_bd = 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_F? = 1.36.

По таблице 3.8 [1] для прямозубых колес 8-й степени точности и скорости 0,31 м/с коэффициент К_F? = 1,1.

Таким образом, К_F = 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_?

У шестерни

У колеса

Коэффициент Y_F1 = 3,85 и Y_F2 = 3,6 (см. стр. 42 [1]).

Определяем коэффициенты Y_? и К_F?.



,

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ?_? = 1,5; степень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

, МПа

По таблице 3.9 для стали 45 нормализованной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни и колеса = 1,8 * 190 = 342 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1] [S_F]' = 1.75 для стали 45 нормализованной; [S_F]» = 1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни и колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

Для шестерни и колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 нормализованная.

3.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм².

, мм [1]

где: Т-крутящий момент, Нмм;

- допускаемое напряжение, Н/мм²;

мм

Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_в1. Муфты УВП могут соединять валы с соотношением d_в1:d_дв0,75, но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя d_дв=28 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под d_дв=28 мм и d_в1=25 мм.

Примем под подшипник d_п1=25 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

3.2 Промежуточный вал

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 нормализованная.

Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении Н/мм².

мм

Примем диаметр под подшипник d_П2=30 мм.

Диаметр под зубчатым колесом d_зк=35 мм.

3.3 Выходной вал

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 нормализованная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм².

мм

Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под d_в3=35 мм.

Диаметр под подшипник примем d_П3=35 мм.

Диаметр под колесо d_зк=40 мм.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Размеры колес определяются из следующих формул (табл. 10.1 [1]):

Диаметр впадин зубьев: d_f=d₁-2.5m, мм

Диаметр ступицы: , мм

длина ступицы: , мм

толщина обода: , мм., но не менее 8 мм.

толщина диска: , мм

диаметр отверстий: , мм D_o=d_f-2 мм

фаска: n=0.5m x 45^o

Все расчеты сводим в таблицу 2:

Таблица 2

	z	mn	b, мм	d, мм	da, мм	df, мм	dст, мм	Lст, мм	, мм	С, мм
Первая ступень	шестерня	37	1,17	34,25	43,3	45,63	40,3	-	-	-	-
	колесо	163	1,17	29,25	190,7	193	187,7	72	67,5	8	18
Вторая ступень	шестерня	41	1,77	49,25	72,5	76,1	68,1	-	-	-	-
	колесо	159	1,77	44,25	281,4	284,9	277	104	97,5	8	24

5. Конструктивные размеры корпуса и крышки

Расчет проведем по формулам (табл. 10.2, 10.3 [1]):

Толщина стенки корпуса: мм.

Толщина стенки крышки редуктора: мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса корпуса: мм., примем р=23 мм.

Толщина ребер основания корпуса: мм., примем m=9 мм.

Толщина ребер крышки корпуса: мм., примем m=8 мм.

Диаметры болтов:

- фундаментальных: мм., принимаем болты с резьбой М20;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников: мм., принимаем болты с резьбой М16;

- крепящих крышку с корпусом: мм., принимаем болты с резьбой М12;

Гнездо под подшипник:

- Диаметр отверстия в гнезде принимаем равным наружному диаметру подшипника: D_п1=30 мм, D_п2=60 мм.

- Диаметр гнезда: D_k=D₂+(2-5) мм., D₂ - Диаметр фланца крышки подшипника, на 1 и 2 валах D₂= 77 мм, на 3 валу D₂= 105 мм. Тогда D_k1=D₂+(2-5)= 80 мм, D_k2=D₂+(2-5)= 110 мм.

Размеры радиальных шарикоподшипников однорядных средней серии приведены в таблице 3:

Таблица 3

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
N305	25	62	17	22,5	11,4
N307	35	80	21	33,2	18,0

Размеры штифта:

- Диаметр мм.

- Длина мм.

Из табл. 10.5 [1] принимаем штифт конический ГОСТ 3129-70

мм, мм.

Зазор между торцом шестерни с одной стороны и ступицы с другой, и внутренней стенкой корпуса А₁=1,2=1,2*10=12 мм.

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, а также расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А==10 мм.

Для предотвращения вытекания смазки подшипников внутрь корпуса и вымывания пластического смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца, их ширину определяет размер y=8-12 мм. Мы принимаем y=10 мм.

6.1 Ведущий вал

Реакции опор:

в плоскости XZ:



Проверка:

-419,9+183,8+734,5,7-498,4=0

в плоскости YZ:

Проверка:

194,9-267,3+72,3=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
N305	25	62	17	22,5	11,4

Расчетная долговечность, часов по формуле:

Фактическое время работы редуктора

Срок службы 3 года:

300 дней.К_годК_сут=300*8*3=7200 ч.

6.2 Промежуточный вал

Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:-

-268,09-97,57+97,57+268,09=0

в плоскости YZ:

Проверка:

-97,57-258,8+258,8+97,57=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
N305	25	62	17	22,5	11,4

Расчетная долговечность, часов по формуле:

6.3 Ведомый вал

Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

-4818,17-1794,5+2644,05+3968,62=0

в плоскости YZ:

Проверка:-

-239,49+651,42-411,92=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
N307	35	80	21	33,2	18,0

Расчетная долговечность, часов по формуле:

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Применяются шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Диаметр вала d, мм	Ширина шпонки b, мм	Высота шпонки h, мм	Длина шпонки l, мм	Глубина паза t1, мм
25	8	7	36	4
35	10	8	100	5
35	10	8	56	5
40	12	8	63	5

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100…120Мпа

7.1 Ведущий вал

При d=25 мм; ; t₁=4 мм; длине шпонки l=36 мм; крутящий момент Т₁=15,9Нм

7.2 Промежуточный вал

При d=35 мм; ; t₁=5 мм; длине шпонки l=100 мм; крутящий момент Т₂=68Нм



7.3 Ведомый вал

При d=35 мм; ; t₁=5 мм; длине шпонки l=56 мм; крутящий момент Т₃=252,5Нм

При d=40 мм; ; t₁=5 мм; длине шпонки l=63 мм

8. Уточненный расчет валов

8.1 Ведущий вал

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при .

Материал вала - сталь 45 нормализованная. По таблице 3.3 [1]

Пределы выносливости:

Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По таблице 8.5 [1] принимаем ;

По таблице 8.8 [1] принимаем ;

Момент сопротивления кручению по таблице 8.5 [1]:



при d=25 мм; b=8 мм; t₁=4 мм

Момент сопротивления изгибу:

При d=25 мм; b=8 мм; t₁=4 мм

Изгибающий момент в сечении А-А

M_y=0;

M_А-А=М_X

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

Составляющая постоянных напряжений:

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [1])

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=36 мм:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [1])



Условие прочности выполнено.

8.2 Промежуточный вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная. По таблице 3.3 [1]

Пределы выносливости:

Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом принимаем

Момент сопротивления кручению при d=25 мм:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении А-А



Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [1])

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=35 мм; b=10 мм; t₁=5 мм

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [1])

Условие прочности выполнено.

8.3 Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная. По таблице 3.3 [1]

Пределы выносливости:

Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=40 мм; b=10 мм; t₁=5 мм

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении А-А

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

 величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [1])

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=35 мм; b=10 мм; t₁=5 мм

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B



Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [1])

Условие прочности выполнено.

Расчёт цепной передачи

Число зубьев ведущей звездочки зависит от передаточного числа

Число зубьев ведомой звездочки

Определяем действительное передаточное отношение

Межосевое расстояние

мм

Способ регулировки натяжения перемещение одной из звездочек

Коэффициент эксплуатации

Среднее значение допускаемого давления в шарнирах

Шаг цепи

мм.

Принимаем Р_ц=25.4 мм; цепь ПP, 875-2270-1

Средняя скорость цепи

м/с

Длина цепи в шагах

принимаем =128

Расчетное значение межосевого расстояния передачи

Ресурс передачи по числу ударов цепи при набегании на зубья звездочек

1/с

Определяем окружную силу

Н

Среднее давление в шарнирах

Проверка по коэффициенту запаса прочности

Диаметры делительных окружностей

Диаметры окружностей выступов



9. Расчёт муфты

9.1 Расчёт на смятие втулки

Н/мм

где - номинальный крутящий момент, = 15.9·10³ Н·мм;

- коэффициент запаса, = 1,4;

- длина втулки, = 36 мм;

- число пальцев, = 8;

- диметр окружности расположения пальцев, = 140 мм.

Н/мм

Расчет на изгиб пальца

где мм.

10. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса на промежуточном валу в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0.25 дм³ масла на 1кВт передаваемой мощности: V=0.25*11=2.75 дм³. По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 401,7 МПа и скорости v=2,8 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*10^-6 м²/с. Для тихоходной ступени при контактных напряжениях 400,7 МПа и скорости v=1,05 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34*10^-6 м²/с.

Средняя вязкость масла

По таблице 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластическим смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 [1]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

11. Посадки деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1].

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13 [1].

Cписок литературы

Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Машиностроение, 1980. - 351 с.

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.: ил.

В.И. Анурьев Справочник конструктора-машиностроителя: т. 1,2,3. - М.: Машиностроение, 1982 г. 576 с., ил.

Программа АРМ WinMachine 2006 (v. 9.1)

Программа КОМПАС-3D.V9

Размещено на Allbest.ru