Привід ланцюгового конвеєра

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти та науки України

Сумський Державний Університет

Курсова робота

На тему: «Привід ланцюгового конвеєра»

Виконав студент

Фесенко А.І.

Перевірив викладач

Стрелец В.В.

Суми 2007

Технічне завдання

Спроектувати привід ланцюгового конвеєра. В приводі редуктор конічний вертикальний одноступінчатий. Пасова та відкрита зубчаста передача.

Швидкість ланцюга V = 0,4 м/с

Діаметр барабану конвеєра D = 300 мм

Сила діюча на барабан F = 9000 Н.

Зміст

1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

3. Розрахунок клинопасової передачі

4. Попередній розрахунок валів

5. Конструктивні розміри шестерні та колеса

6. Конструктивні розміри корпуса редуктора

7. Розрахунок відкритої циліндричнозубчастої передачі на міцність згину

8. Перший етап компоновки редуктора

9. Перевірка підшипників на довговічність

10. Виконуємо перевірку шпонкових з'єднань

11. Уточнений розрахунок валів

12. Вибір сорту масла

Список використаної літератури

1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок

Приймаємо КПД пасової передачі з₁=0,97;

КПД підшипників з₂=0,99;

КПД пари конічних зубчастих коліс з₃=0,97;

КПД пари циліндричних зубчастих коліс відкритої передачі з₄=0,96;

Знаходимо загальний КПД привода:

з= з₁·· з₃· з₄=0,97·0,99³·0,97·0,96=0,876

Знаходимо потужність на валу барабана:

P_б=F_c·v_c=9·0,4=3,6 кВт;

де F_c - корисна сила на стрічці конвеєра, кН;

v_c - швидкість стрічки, м/с.

Визначаємо необхідну потужність єлектродвигуна:

Р_н=4,10 кВт.

Визначаємо кутову швидкість барабану:

щ_б=2,66 рад/с;

де D_б - діаметр барабана, м.

Частота обертання барабану:

n_б=24,41 об/хв;

По табл. П1 додаток по необхідній потужності P_н =4,10 кВт, обираємо трифазний короткозамкнутий електродвигун серії 4А закритий, обдувний з синхронною частотою обертання 750 об/хв 132М8 з параметрами Р_дв=5,5 кВт, та ковзанням S=4,1%. Номінальна частота обертанн я:

n_дв=n_ел.дв. •(1-s)=750•(1-0,041)=719 об/хв,

щ_дв=74,20 рад/с.

Визначаємо загальне передаточне відношення приводу:

і=27,89.

Призначаємо передаточні числа, для редуктора U_р=4, для відкритої зубчастої передачі U_зп=2, для клинопасової передачі U_кп=3,48.

Проводимо кінематичний розрахунок для кожного валу:

Вал 1.

Р₁=Р_н=4,10 кВт;

щ₁= щ_дв=74,20 рад/с;

T₁=55,25 Н·м=55,25·10³ Н·мм;

n₁= 708,9 об/хв.

Вал 2.

Р₁=Р_н=4,10 кВт;

щ₁= щ_дв=74,20 рад/с;

T₁=55,25 Н·м=55,25·10³ Н·мм;

n₁= 708,9 об/хв.

Вал	n, об/хв	щ, рад/с;	Р, кВт;	Т, Нм;	U	з
1	719	74,2	4,1	55,2	3,57			0,94
2	203,6	21,3	3,9	186,2		4			0,97
3	50,9	5,3	3,7	707,3			2			0,98
4	25,4	2,6	3,5	1345,8

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Приймаємо для шестерні та колеса одну і ту ж саму марку сталі, сталь 20 Х термообробка покращення з твердістю 400 НВ, а для зубчастого колеса з твердістю 375 НВ.

Визначаємо допустимі контактні напруження:

745 МПа;

Де =2НВ+70=2•375+70=820 МПа;

- коефіцієнт запасу міцності;

- коефіцієнт довговічності.

Коефіцієнт при консольному розміщенні шестерні - =1,35.

Коефіцієнт ширини по відношенню до зовнішньої конусної відстані = 0,285 (рекомендації по ГОСТ 12289-76).

Визначаємо ділильний діаметр колеса за формулою:

d_e2=

=317 мм;

Де Т₃ - момент на третьому валу (див схему №1);

U - передаточне число редуктора;

Kd =99 (для прямозубих передач).

По ГОСТ 12289-76 приймаємо найближче стандартне значення d_e2=315 мм. Приймаємо число зубів шестерні z₁=26, тоді число зубів для колеса знаходимо за формулою:

z₂=z₁•u_р=26•4=104.

Знаходимо зовнішній окружний модуль:

m_e= 3,02?3 мм.

Уточнюємо значення:

d_e2= m_e•z₂=3•104=312 мм;

відхилення від стандартного значення складає :

100% = 0,95 %

Що в межах допустимого, так як не більше 2%.

Визначаємо кути ділильних конусів:

ctg д₁=u= 4

д₁=14? 3`

звідси

д₂=90?-14? 3`=75? 57`.

Визначаємо зовнішню конусну відстань R_e та довжину зуба b:

R_e=0,5•m_e•0,5•3•160,8?160 мм;

b= • d_e1=0,285•160= 45,6 мм;

приймаємо b=45 мм.

Визначаємо зовнішній ділильний діаметр шестерні:

d_e1= m_e•z₁=3•26=78 мм;

середній ділильний діаметр

d₁=2(R_e-0,5• b)sin д₁ =2(160-0,5•45)sin 14? 3`=66,6 мм.

Визначаємо зовнішній діаметр шестерні та колеса (по вершинам зубів):

d_ae1= d_e1+2m_ecos д₁=78+2•3•cos 14? 3`=83,2 мм;

d_ae2= d_e2+2m_ecos д₂=312+2•3•cos 75? 57`=313,4 мм;

Визначаємо середній окружний модуль:

m=2,56 мм.

Коефіцієнт ширини шестерні по середньому діаметру:

_bd=0,675

Середня колова швидкість коліс:

v=0,709 м/с.

Для перевірки контактних напружень визначаємо коефіцієнт навантаження:

K_H= K_Hв• K_Hб• K_Hv

При консольному розміщенні коліс та твердості НВ>350, коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження по довжині зуба K_Hв=1,33.

Коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження між прямими зубами K_Hб=1,02.

Коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження в зачепленні, для прямозубих коліс K_Hv=1,01.

Таким чином:

K_H= K_Hв• K_Hб• K_Hv=1,33·1,02·1,01=1,37

Перевіряємо контактне навантаження по формулі:



748 МПа.

=745<=748 що в межах допустимого (5%)

Визначаємо сили в зачепленні:

окружна:

F_t=5636 H;

радіальна для шестерні рівна осьовій для колеса:

F_r=F_a2= F_t ·tg б· cos д₁=5636·tg 20?·cos14? 3`=2051,3 H;

осьова для шестерні, рівна радіальній для колеса,

F_a1= F_r2= F_t ·tg б· sin д₁=5636·tg 20?·sin14? 3`=497,3 H.

Перевірка зубів на на витривалість по напруженням згину:

Коефіцієнт навантаження K_F= K_Fв • K_Fv.

По таблиці 3.7 при =0,67, та консольному розміщенні коліс, валах на роликових підшипниках та твердості НВ?350, K_Fв=1,59 та K_Fv=1,15, звідси

K_F= K_Fв • K_Fv=1,59·1,15=1,82.

Y_F - коефіцієнт форми зуба обираемо в залежності:

для шестерні Z_V1= 26,7

для колеса Z_V2= 417,3

при цьому Y_F1=4,0 та Y_F2=3,6.

Допустиме напруження при перевірці зубів на виносливість по напруженням згину:

По табл. 3.9 для сталі 20 Х, при твердості НВ>350, = 1,8 НВ.

для шестерні ₁=1,8·400=720 МПа,

для колеса ₂=1,8·375=675 МПа.

Коефіцієнт запасу міцності:

[S_F]= [S_F]`·[S_F]``

По табл. 3,9 [S_F]`=1,75; для поковок та штамповок [S_F]``=1

[S_F]=1,75·1=1,75

Допустиме напруження при розрахунків зубів на витривалість:

для шестерні: 411,4 МПа;

для колеса: 385,7 МПа;

Для шестерні відношення: 102,8 МПа;

Для колеса відношення: 106,9 МПа;

Далі ведемо розрахунок для колеса, так як отримане відношення для нього менше:

375<385,7 МПа.

Умова виконується.

3. Розрахунок клинопасової передачі

редуктор підшипник шестерня електродвигун

Вихідні данні для розрахунку:

потужність, яка передається Р=4,1 кВт, частота обертання n₁=708,9 об об/хв, n₂=203,6 об/хв, передаточне відношення u_кп=3,48, ковзання пасу е=0,015, коефіцієнт режиму роботи К_Р=0,9.

По номограмі на рис. 7,3 (Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин») в залежності від частоти обертання меншого шківа n₁=708,9 об об/хв, та потужності, що передається Р=4,1 кВт приймаємо переріз клинового пасу О.

Обертовий момент на швидкохідному валу:

Т=61,39 Н·м;

Визначаємо діаметр ведучого шківа по формулі:

d₁=3·= 3· =118,3 мм;

По ГОСТ приймаємо d₁=112 мм,

Визначаємо діаметр веденого шківа по формулі:

d₂= d₁112·=389,7 мм

По ГОСТ приймаємо d₂=400 мм;

Визначаємо передаточне відношення:

і=3,57

визначаємо похибку:

=2,52

що в межах допустимого (3%)

Відповідно, остаточно приймаємо діаметри шківів d₁=112 мм, d₂=400 мм.

Міжосьову відстань а_р необхідно прийняти в інтервалі

а_р=0,55·(d₁+ d₂)+Т₀=0,55·(112+400)+6=287,6 мм

а_рmax=d₁+ d₂=112+400=512 мм.

Де Т₀=6 мм, висота перерізу пасу.

Приймаємо попередньо близьке значення а_р=400 мм, тоді розрахункова довжина пасу становитиме:

L=2· а_р+0,5··(d₁+ d₂)+

2·400+0,5·3,14·(112+400)+=1604,02 мм,

Приймаємо по ГОСТу найближче значення L=1600 мм.

Уточнюємо значення міжосьової відстані а_р з урахуванням стандартної довжини пасу L.

а_р=0,25·[(L-)+]

0,25·[(1600-803,8)+]=370,08 мм

=0,5··(d₁+ d₂)=0,5·3,14·(112+400)=803,8 мм

y=(d₂- d₁)²=(400-112)²=82944

При монтуванні передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0,01·L=0,01·1600=16 мм, для полегшення надівання пасу на шківи та можливість його на 0,025·L =40 для збільшення натягу ременів. Кут охоплення ведучого шківа визначаємо за формулою:

=138,96?

Коефіцієнт режиму роботи, який враховує умови експлуатації передачі, по табл. 7,10 (Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин») для приводу стрічкового конвеєру та при однозмінній роботі

С_Р=1,0;

Коефіцієнт, який враховує вплив довжини пасу по табл. 7,9, для пасу перерізом О при довжині L=1600 мм, С_L=1,04;

Коефіцієнт, який враховує вплив кута охоплення, при б₁=138,96?, Коефіцієнт С_б=0,88

Коефіцієнт, який враховує число пасів в передачі, вважаємо що число пасів в передачі становитиме більше 6 шт., тоді приймаємо С_Z=0,85.

Визначаємо кількість пасів в передачі

Z=6,5

приймаємо Z=7

Знаходимо натяг гілки клинового пасу по формулі:

F₀= 142,8 Н

v=0,5·щ_дв·d₁=0,5·74,2·112·10^-3=4,15 м/с

и- коефіцієнт, який враховує вплив центробіжних сил, и=0,06.

Тоді визначаємо тиск на вали по формулі:

F_в=2·F₀·z·sin=2·142,8·7·sin=1859,2 Н

Визначаємо ширину шківів В_ш, за формулою:

В_ш=(z-1)·e+2·=(7-1)·12+2·8=88 мм

де е та - параметри шківа, див. табл. 7,12 (Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин»)

4. Попередній розрахунок валів

Розрахунок виконуємо на кручення по пониженим допустимим навантаженням.

Крутний момент в поперечних перерізах валів:

ведучого: Т_к1=Т₂=186,2 Н·м

веденого: Т_к2=Т_к1·u=186,2·4=744.8 Н·м

Ведучий вал.

Діаметр вихідного кінця при допустимих напруженнях [ф_к]=20 МПа:

35,9 мм

приймаємо по ГОСТ d_в1=36 мм, діаметр під підшипники d_п1=45 мм.

Ведений вал.

57,1 мм

Приймаємо по ГОСТ d_в2=60 мм, діаметр під підшипники d_п2=65 мм, діаметр під колесом d_к2=70 мм.

5. Конструктивні розміри шестерні та колеса

Шестерня:

Порівняно невеликі розміри шестерні по відношенню до діаметру вала дозволяють не виділяти ступицю.

Довжина посадочної ділянки l_ст=b=45 мм, приймаємо l_ст=50 мм.

d_ае1=83,8

Колесо:

Конічне зубчасте колесо коване:

Його розміри d_ае2=313,4 мм, b₂=45 мм, діаметр ступиці d_ст=1,6·d_к2=1,6·70=112 мм, довжина ступиці l_ст=(1,2?1,5)·d_к2=(1,2?1,5)·70=84?105 приймаємо l_ст=95 мм, товщина ободу

=(3?4)·m=(3?4)·3=9?12 приймаємо=12 мм,

товщина диску с= (0,1?0,17)·Re=(0,1?0,17)·160=16?27,2 приймаємо с=25 мм,

6. Конструктивні розміри корпуса редуктора

Товщина стінок корпуса та кришки:

=0,05·Re+1=0,05·160+1=9 мм приймаємо = 10 мм

=0,04·Re+1=0,04·160+1=7,4 мм приймаємо = 8 мм

Товщина фланців корпуса та кришки:

верхнего пояса копуса та пояса кришки:

b=1,5·=1,5·10=15 мм;

b₁=1,5·₁=1,5·8=12 мм;

нижнього пояса фланців корпуса:

Р=2,35 ·=2,35·10=23,5 мм приймаємо Р=24 мм.

Діаметр болтів:

d₁=0,055·R_e+12=0,055·160+12=20,8 мм, приймаємо болти М20 ;

діаметри болтів які кріплять кришку до корпусу біля підшипників:

d₂=(0,07?0,075)·d₁=(0,07?0,075)·20=14?15мм, приймаємо болти М16;

діаметри болтів, які з'єднують кришку з корпусом:

d₃=(0,05?0,06)·d₁=(0,05?0,06)·20=10?12мм, приймаємо болти М12.

7. Розрахунок відкритої циліндричнозубчастої передачі на міцність згину

Розрахуємо відкриту циліндричну передачу по наступним вихідним даним:

N₁ - потужність на ведучому валу, N₁=P₃=3,77 кВт;

n₁ - частота обертання ведучого валу, n₁= n₃=50,9 об/хв;

n₂ - частота обертання на веденому валу, n₂= n₄=25,41 об/хв.

Приймаємо матеріал зубчастого колеса та шестерні:

зубчаста шестерня: Сталь 40 Х, з твердістю 280 НВ, МПа;

зубчасте колесо: СЧ 30 з твердістю 255 НВ, МПа.

Визначаємо допустимі напруження:

шестерні 230·1=230 МПа;

колеса 115·1=115 МПа;

де - коефіцієнт циклічної довговічності, =1 .

Визначаємо передаточне відношення по формулі:

U=2

Визначаємо обертовий момент на валу шестерні по формулі:

T₁=9550707,3 Н·м.

Приймаємо число зубів шестерні:

z₁=22, число зубів колеса знаходимо за формулою z₂= z₁·u=22·2=44.

Знаходимо коефіцієнт форми зубів шестерні та колеса по табл. 2 [1], для шестерні У_F1=4,05, У_F2=3,74.

Визначаємо співвідношення:

56,7

30,7

Розрахунок ведемо по зубу колеса так як 56,7>30,7

Визначаємо модуль передачі за формулою:

6,88

Приймаємо консольне розміщення колеса відносно опор, тоді =0,6, =1,5. По ГОСТ 9563-60 приймаємо m=8 мм.

Визначаємо параметри передачі:

- міжосьову відстань: а_W=0,5·m·(z₁+z₂)=0,5·8·(22+44)=264 мм.

- діаметри колеса та шестерні:

d₁=m·z₁=8·22=176 мм;

d₂=m·z₂=8·44=352 мм;

dа₁= d₁+2·m=176+2·8=192 мм;

dа₂= d₂+2·m=352+2·8=368 мм;

df₁= d₁-2,5·m=176-2,5·8=156 мм;

df₂= d₂-2,5·m=352-2,5·8=332 мм;

- ширина колеса та шестерні:

b₁= · d₁=0,6·176=105 мм;

b₂= b₁+5=105+5=110 мм.

Визначаємо колову та радіальну силу:

F_t1=8037,5 Н;

F_r1=F_t1·tg =8037,5·tg 20?=2925,4 Н;

Визначаємо питому розрахункову колову силу w_Ft та перевіряємо міцність зубів.

w_Ft=109,6 Н/мм;

=51,23 МПа;

Таким чином <=115 МПа.

Умова міцності виконуеться.

8. Перший етап компоновки редуктора

Вибираємо спосіб змазування: зачеплення зубчастої пари - зануренням зубчастого колеса в масло; для підшипників пластичний мастильний матеріал. Роздільне змазування прийняте тому, що один з підшипників веденого вала вилучений, і це затрудняє попадання масляних бризгів. Крім того, роздільне змащення охороняє підшипники від потрапляння разом з маслом часток металу.

Камери підшипників відокремлюємо від внутрішньої порожнини корпуса маслоутримуюучими кільцями.

Намічаємо для валів роликопідшипники конічні однорядні легкої серії (див. табл. П7):

Умовне позначення пыдшипника	d	D	T	C	C0	e
	мм	кН
7209	45	85	20,75	50	33,0	0,41
7313	65	140	36	146	112,0	0,3

При установці радіально-упорних підшипників необхідно враховувати, що радіальні реакції вважають прикладеними до вала в точках перетину нормалей, проведених до середин контактних площадок. Для однорядних конічних роликопідшипників по формулі

а₁=19 мм

Розмір від середнього діаметра шестірні до реакції підшипника

f₁ =55 + 20 = 75 мм.

Приймемо f₁ = 65 мм.

Приймаємо розмір між реакціями підшипників ведучого вала

с₁=(1,4?2,3) f₁ = (1,4?2,3)·75 = 105?172,5 мм.

Приймемо с₁ = 135 мм.

Розміщаємо підшипники веденого вала, намітивши попередньо внутрішню стінку корпуса на відстані х = 10 мм від торця ступиці колеса й відклавши зазор між стінкою корпуса й торцем підшипника у₂ = 20 мм (для розміщення маслоутримуючого кільця).

9. Перевірка підшипників на довговічність

Ведучий вал:

Сили які діють в зачепленні: F_t= 5636 H; F_r=F_a2=2051,3 H; F_a1= F_r2=497,3 H. Перший етап компоновки дав: f₁=65 мм, с₁=140 мм

Реакції опор (ліву опору, яка сприймає зовнішнє осьову силу F_a позначаємо індексом «2»)

Визначаємо сили реакції в підшипниках з умови рівноваги:

У M_x = 0;

У M_y = 0;

У F_x = 0;

У F_y = 0.

Для підшипника 1: У М_x1 = 0;

0

2841,4 Н

Для підшипника 2: У M_x2 = 0;

0

-790,12 Н

Перевіряємо умову рівноваги У F_y = 0:

-790,12+2841,4-2051,3=0

Умова виконується.

Для підшипника 1: У M_y1 = 0;

0

-8280,5 Н

Для підшипника 2: У M_y2 = 0;

0

2787 Н

Перевіряємо умову рівноваги У F_x = 0:

142,8-2787,3-8280,5+5636=0

Умова виконується.

Будуємо епюри:

У M_yL = 0;

0

при z = 0: M_yL = 0; при z = b: M_yL = -R_y2? b = -2841,4?135 =-383589 H?мм.

У M_y = 0;

0

M_yL =

при z = 0: M_y = 0; при z = : M_yN = =-497,3· = 16410,9 H?мм.

Епюра Мx. У M_xK = 0;

0

при z = 0: M_уK = 0; при z = а: M_уK = =142,8·132 = 18849,6 H?мм.

У M_уM = 0;

при z = 0: M_уM = 0; при z = : M_уM = =5636·= 185988 H?мм.

M_кр = =185988 Н?мм.

Визначаємо сумарні реакції в подшипніках:

2897,12 Н

8754,4 Н

Основні складові радіальних реакцій конічних підшипників:

S₁=0,83·e·Pr₁=0,83·0,41·2897,12=985,8 H

S₂=0,83·e·Pr₂=0,83·0,41·8754,4 =2979,12 H

S₁< S₂

Fa< S₂- S₁

Pa₁= S₂-Fa=2979,12-497,3=2481,8 Н

Pa₂= S₁= 2979,12 H

Розглянемо підшипник №2

0,34<e=0,41

звідси:

x=1; Y=0

Визначаємо еквівалентне навантаження :

;

де = 1 - коефіцієнт умов роботи;

= 1 - температурний коефіцієнт;

V = 1 - коефіцієнт, пов'язаний з обертанням внутрішнього кільця підшипника.

За відсутності осьової сили маємо

8754,4 Н

Визначаємо номінальну довговічність підшипника:

333,07 млн./об.

27265 годин

де n - частота обертання підшипника, n = 203,6 об/хв.

Ресурс підшипників забезпечено.

Розглянемо підшипник №1

0,856>e=0,41

звідси: x=0,4; Y=ctg =1,88

=6759,5 ;

788,7 млн./об.

64562,8 годин

Ресурс підшипників забезпечено.

Визначаємо довговічність підшипників на веденому валі:

Із попередніх розрахунків маємо F_t= 5636 H; F_r=2051,3 H; F_a1=497,3 H.;

F_rзір=8037,5 H; F_tзір=2925,4 H; Для підшипника 3: У М_x3 = 0;

0

=13555,2 Н

Для підшипника 4: У M_x4 = 0;

0

21963,8 Н

Перевіряємо умову рівноваги У F_y = 0:

8037,5+21963,8-2051,3+13555,2=0

Умова виконується.

Для підшипника 3: У M_y1 = 0;

0

-51158,4 Н

Для підшипника 4: У M_y2 = 0;

0

=6110,3 Н

Перевіряємо умову рівноваги У F_x = 0:

-2925,4+61110,3+5636-51158,4=0

Умова виконується.

Визначаємо сумарні реакції в подшипніках:

52923,7 Н

22797 Н

Основні складові радіальних реакцій конічних підшипників:

S₃=0,83·e·Pr₃=0,83·0,3·52923,7=13178 H

S₄=0,83·e·Pr₄=0,83·0,3·22797 =5676,4 H

S₄< S₃

Fa< S₄- S₃

Pa₃= S₄-Fa=5676,4-497,3=5179,15 Н

Pa₄= S₃= 13178 H

Розглянемо підшипник №4

0,57>e=0,3

звідси:

x=0,4; Y=ctg =1,88

Визначаємо еквівалентне навантаження :

;

де = 1 - коефіцієнт умов роботи;

= 1 - температурний коефіцієнт;

V = 1 - коефіцієнт, пов'язаний з обертанням внутрішнього кільця підшипника.

За відсутності осьової сили маємо

33893,4 Н

Визначаємо номінальну довговічність підшипника:

131,2 млн./об.

42960 годин

де n - частота обертання підшипника, n = 50,9 об/хв.

Ресурс підшипників забезпечено.

Розглянемо підшипник №3

0,1>e=0,3

звідси:

x=1; Y=0

=52923,7 ;

29,4 млн./об.

9655,7 годин

Ресурс підшипників забезпечено.

10. Виконуємо перевірку шпонкових з'єднань

Шпонкові з'єднання перевіряємо на зминання. Розглянемо з'єднання ведений вал - шкив:

Діаметр вала в цьому місці 36 мм;

Переріз та довжина шпонки bxhxl=10x8x70

глубина паза t₁=5,0 мм по ГОСТ 23360-78

Момент на шкиву Т₂=186,2•10³ Н•мм

57,46 МПа<[]=100 МПа

Розглянемо з'єднання ведений вал редуктора - конічне колесо:

Діаметр вала в цьому місці 65 мм;

Переріз та довжина шпонки bxhxl=20x12x70

глубина паза t₁=7,5 мм по ГОСТ 23360-78

Момент на шкиву Т₂=707,3•10³ Н•мм

96,7 МПа<[]=100 МПа

11. Уточнений розрахунок валів

Матеріал валів Сталь 30 ХГС термообробка покращена.

Межа тривалості =0,43•1020=438,6 МПа, та =0,58•438,6=254,3 МПа; Згинальні сумарні моменти:

М_у=Rx₂•c=8280,5•135=1117,8•10³ Н•мм

М_x=Ry₂•c=2841•135=383•10³ Н•мм

Сумарний згинальний момент:

М==1181,5•10³ Н•мм;

Момент опору зрізу:

W==8,94•10³ мм³;

Амплітуда нормальних напружень:

132,15 МПа;

Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напруженням:

=1,18

По табл.. 8,7: =2,8

Полярний момент опору:

W_p=2•W=2•8,94•10³=17,88•10³ мм³ ;

Амплітуда та середнє напруження циклу касательних напружень:

5,2 МПа;

Коефіцієнт запасу міцності по касаючим навантаженням:

=22,43

По табл.. 8,7: =0,6+0,4=0,6•2,8+0,4=2,08; коефіцієнт =0,1

Коефіцієнт запасу міцності:

=1,2

12. Вибір сорту масла

Змащення зубчастого зачеплення проводиться окунанням зубчастого колеса в мастило, яке заливається в середину корпуса до занурення зубчастого колеса на всю довжину зуба.

По табл. 10.8 [1] установлюємо в'язкість масла. При контактних напруженнях =745 Мпа та середній швидкості v=0,7м/с в'язкість маcтила повинна дорівнювати 28•10^-6 м²/с. По табл. 10.10 [1] приймаємо масло індустріальне І-30А (по ГОСТ 20799-75). Підшипники змазуємо пластичним мастильним матеріалом, закладаючи його в корпус підшипників при монтажі редуктора, а також за допомогою прес мас льонок в процесі роботи редуктора. Сорт мастильного матеріала обираємо по табл. 9.14 [1] - солідол марки УС-2.

Список використаної літератури

1. Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин» Издательство «Машиностроение» Москва , 107076, Стромінский переулок, 4. 1987 г.

2. Самохвалов Я.А. «Справочник техника конструктора» Издательство «Техника» 252601, Киев, 1, ГСП, Пушкинская 28. 1978 г.

3. Приводи машин «Атлас конструкцій в пяти частинах» Частина І Видавництво - фірма «АЛАН ЕКС» 40030 м. Суми. вул. Кирова 4/76 2002 р.

4. Приводи машин «Атлас конструкцій в пяти частинах» Частина ІІ Видавництво - фірма «АЛАН ЕКС» 40030 м. Суми. вул. Кирова 4/76 2002 р.

Размещено на Allbest.ru