Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский национальный технический университет

Кафедра Детали машин, ПТМ и М

Привод конвейера

2008

Введение

В связи с интенсивным развитием машиностроения постоянно осуществляется потребность в квалифицированных кадрах конструкторов.

Большинство современных машин и установок конструируется по схеме двигатель - привод - исполнительный орган. Обучение методом расчета и конструирования механического привода, а также деталей и сборочных единиц, встречающихся почти во всех машинах, является важнейшей задачей при подготовке инженеров-электромехаников.

Данный курсовой проект представляет собой последовательно выполняемый расчет привода цепного конвейера, как практическое применение знаний полученных в курсе «Детали машин».

Редуктор- это механизм , состоящий из зубчатых передач , установленных на валах в корпусе и предназначенный для снижения частоты вращения и увеличения крутящего момента ведомого вала по сравнению с ведущим . В разрабатываемом редукторе используются : в быстроходной ступени - цилиндрическая косозубая передача , в промежуточной ступени - цилиндрическая прямозубая с разделением мощности и в тихоходной ступени - прямозубая передача.

В состав курсового проекта прилагается расчетно-пояснительная записка, чертежи конструкции привода (монтажная схема), самого редуктора и чертежи деталировки отдельных его составных частей (корпус, вал, зубчатое колесо).

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Выбор электродвигателя

Так как мощность на выходном валу дана, Р5 = 6 кВт, то для определения требуемой мощности электродвигателя определим общее значение КПД, как произведение КПД отдельных передач, подшипников качения и муфт [1.I. табл. 2.1] (см. задание).

пары подшипников

соединительной муфты

закрытой зубчатой цилиндрической передачи

[1.I]

Мощность на выходе :

Требуемая мощность электродвигателя Ртр, кВт;

[1.I]

Определим ориентировочную частоту вращения вала электродвигателя nэ :

;

где nи- частота вращения приводного вала;



где Dзв - приближенное значение диаметра звездочки :

где Z,t - соответственно число зубьев и шаг звездочки (смотри задание).

где U1, U2, U3 - соответственно передаточное число быстроходной, промежуточной и тихоходной ступеней редуктора , выбираемые в соответствии с рекомендациями [ 2 , по табл 5.6], U1 =3,55; U2 =4,5;

U3=5 ;

;

По каталогу [1 табл. 2.4] принимает асинхронный электродвигатель переменного трехфазного тока, закрытый обдуваемый ГОСТ 19523 - 81:

Тип электродвигателя: 4А90L6.935;

Мощность электродвигателя: ;

Синхронная частота вращения ;

Асинхронная частота вращения

Уточним общее фактическое передаточное число редуктора :

Уточним фактическое передаточное число быстроходной ступени редуктора :

.

Мощности на валах :

Определим частоты вращения валов :

Определяем крутящие моменты передаваемые валами Ті, Нм;

[1.II]

Строим график изменения (распределения) моментов и частот по валам см. рис 1.

Рис. 1.

2. Расчет передач

2.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

Для изготовления шестерни и колеса быстроходной передачи редуктора принимаем сталь 50, термообработка: для шестерни - улучшение HB1=255, для колеса нормализация HB2=180, HB1 - HB2 =255-180=75 [ по табл. 9.13 стр. 95] ; для изготовления зубчатых колес остальных ступеней принимаем сталь 40ХН , термообработка - закалка , HRC3= HRC4= HRC5= HRC6=50 [ по табл. 9.13 стр. 196 ] . 2.2Допускаемые контактные напряжения

Пределы контактной выносливости [1.I табл. 615].

Допустимые контактные напряжения для шестерен и колес:

, [1.II]

где Sн = 1,1 - коэффициент запаса для колес, прошедших объемную закалку.

ZN - коэффициент долговечности.

,

при NHlim>NHE , но не более 2,6 для однородной структуры материала и 1,8 для поверхностного упрочнения [ 4 стр. 24 ] ;

при NHlim <NHE , но не менее 0,75 [ 4 стр. 24 ].

NHlim - базовое число циклов нагружений, соответствующее пределу выносливости [ 4 стр. 24 3].

NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений [3 стр. 193].

LH - срок службы привода ;

Следовательно :

Для цилиндрической косозубой и шевронной передачи принимается при расчете [ 4 стр. 19 ] :

Для прямозубых передач в качестве расчетного напряжения принимается меньшее [ 4, стр. 19]:

2.2 Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемое напряжение при изгибе для шестерен и колес определяем по формуле:

, [1.II]

где - приделы контактной выносливости зубьев при изгибе , соответствующий базовому числу циклов [1.I табл. 6.16]

SF = 1,4..1,7 - коэффициент безопасности [1.I стр. 134]

YA - коэффициент, учитывающий приложение двухсторонней нагрузки (нереверсивная)

YA = 1 [1.II стр. 134]

YN -коэффициент долговечности [ 2 стр 129]

,

но не менее 1;

NFLim - базовое число циклов напряжений ,

NFLim = [ 4, стр. 33];

NFE - эквивалентное число циклов напряжений .

NFE=

МПа

NFE1 , NFE2 , NFE3 ,

NFE4 , NFE5 > NFLim , то

NFE1= NFE2 = NFE3 = NFE4 = NFE5 =1;

Тогда МПа ;

МПа;

МПа ;

МПа ;

2.3 Проектировочный расчет передач редуктора

Проектировочный расчет передач служит только для расчета предварительного межосевого расстояния е не заменяет расчет на контактную выносливость.

Определяем межосевое расстояние

,

где

- числовой коэффициент (для прямозубых передач) [1.II стр. 109] , для косозубых и шевронных

U - передаточное число передачи ;

крутящий момент на колесе

- коэффициент ширины венца выбирался по [табл. 6.8 1.I]

KHв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба

2.3.1 Проектировочный расчет быстроходной зубчатой передачи

Исходные данные : тип передачи - цилиндрическая косозубая (Ка=430) ; крутящий момент на колесе Т2=48,8 Н·м ; передаточное число U=3,46 ; расположение колес относительно опор симметричное шba=0,4 [ 1 стр 11 ] , шbd=0,5[шba·(U+1)]= 0,5[0,4·(3,46+1)]=0,892 ; KHв=1,03 [ 4, рис 139 , стр 139 ] , уНР=327,5 МПа .

Полученное расстояние округляем до стандартного [ 1 стр 12 ] aw=90 мм.

Модуль передачи m=(0,01..0,20)· aw=(0,01..0,20)· 90=(0,9..1,8) мм . Из стандартного ряда модулей [ 1, стр 13 ] принимаем m=1,5 мм. Рабочая ширина колеса b2= шba· aw=0,4·90=36 мм , ширина шестерни b1=b2+(5..7)мм=42 мм . Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес вmin=arcsin(3,5·m/b2)= arcsin(3,5·1,5/36)=8,3° . Суммарное число зубьев Принимаем 118. Определим число зубьев шестерни z1 и z2 колеса. z1= /(U+1)=118/(3,46+1)=26,45 .

Принимаем z1=26 ; z2 =-z1=118-26=92.

Фактическое передаточное число Uф=z2 /z1=92/26=3,53 . ?U=(U-Uф)/U·100%=(3,46-3,53)/3,46·100%=2,02%.

Действительное значение угла наклона зуба :

в=arccos[ z?·m/(z·aw)]= arccos[118·1,5/(2·90)]=10,48°

Определим делительный диаметр , диаметр вершин и диаметр впадин зубчатых колес: d1=m· z1/cosв=1,5·26/cos10,48=39,66 мм da1= d1+2·m=39,66+2·1,5=42,66 мм df1= d1-2,5·m=39,66-2,5·1,5=35,91 мм d2=m· z2/cosв=1,5·92/cos10,48=140,34 мм da2= d2+2·m=140,34+2·1,5=143,34 мм df2= d2-2,5·m=140,34-2,5·1,5=136,59 мм Силы , действующие в зацеплении : - окружная Ft=2·T2/d2=2·48800/140,34=695,5 H;

-радиальная Fr=Ft·tgб/cosв=695,5·tg20°/cos10,48=257,4H; - осевая Fa=Ft·tgв=695,5·tg10,48=128,6 H .

2.3.2 Проектировочный расчет промежуточной и тихоходной зубчатых передач

Исходные данные : тип передачи - цилиндрическая прямозубые (Ка=495) ; крутящий момент на колесе Т3=203,5 Н·м ; промежуточная передача с разделением потока мощности ; крутящий момент на колесе тихоходной передачи Т4=986,8H·м; передаточное число промежуточной U=4,5 ; передаточное число тихоходной передачи U=5 ; расположение колес относительно опор симметричное шba=0,4 [ 1 стр 11 ] ;

шbd 3-4=0,5[шba·(U+1)]= 0,5[0,4·(4,5+1)]=1,1 ;

шbd 5-6=0,5[шba·(U+1)]= 0,5[0,4·(5+1)]=1,2 ;

KHв 3-4=1,4 ; KHв 5-6=1,08 [ 4, рис 139 , стр 139 ] ; уНР 3-4=807,7 МПа ; уНР 5-6=1037,9 МПа .

Полученное расстояние округляем до стандартного [ 1 стр 12 ] aw3-4=100 мм.

Полученное расстояние округляем до стандартного [ 1 стр 12 ] aw5-6=140 мм.

Модуль передачи m3-4=(0,01..0,20)·aw3-4=(0,01..0,20)· 100=(1,0..2,0) мм . Из стандартного ряда модулей [ 1, стр 13 ] принимаем m3-4=2,0 мм.

M5-6=(0,01..0,20)·aw5-6=(0,01..0,20)· 140=(1,4..2,8) мм . Из стандартного ряда модулей [ 1, стр 13 ] принимаем m5-6=2,5 мм.

Ширина зубчатых колес :

- промежуточная передача : рабочая ширина колеса

b4=шba·aw=0,4·100=40мм , ширина шестерни b3=b4+(5..7)мм=45 мм .

- тихоходная передача : рабочая ширина колеса

b6=шba·aw=0,4·140=56мм , ширина шестерни b5=b6+(5..7)мм=63 мм . Суммарное число зубьев Принимаем 100. Определим число зубьев шестерни z3 и z4 колеса. z3= 3-4/(U+1)=100/(4,5+1)=18,18 .

Принимаем z3=18 ; z4 =3-4-z3=100-18=82 . Фактическое передаточное число Uф=z4 /z3=82/18=4,55 . ?U=(U-Uф)/U·100%=(4,55-4,5)/4,5·100%=1,11%. Суммарное число зубьев Принимаем 112. Определим число зубьев шестерни z5 и z6 колеса. z5= 5-6/(U+1)=112/(5+1)=18,6 .

Принимаем z5=19 ; z6 =5-6-z5=112-19=93 . Фактическое передаточное число Uф=z6 /z5=112/19=4,89 . ?U=(U-Uф)/U·100%=(5-4,89)/5·100%=2,2%.

Определим делительный диаметр , диаметр вершин и диаметр впадин зубчатых колес:

d3=m· z3=2·18=36мм ; d4=m· z4=2·82=164мм ;

d5=m·z5=2,5·19=47,5мм;d6=m·z6=2,5·93=232мм

da3= d3+2·m=36+2·2=40 мм ;

da4= d4+2·m=164+2·2=168 мм ;

da5= d5+2·m=47,5+2·2,5=52,5 мм ;

da6= d6+2·m=232,5+2·2,5=237,5 мм ;

df3= d3-2,5·m=36-2,5·2=31 мм ;

df4= d4-2,5·m=164-2,5·2=159 мм ;

df5= d5-2,5·m=47,5-2,5·2,5=41,25 мм ;

df6= d6-2,5·m=232,5-2,5·2,5=226,25 мм.

Силы , действующие в зацеплении :

z3 - z4 - окружная Ft=2·T3/d4=2·205300/164=2503,7 H; - радиальная Fr=Ft·tgб=2503,7·tg20°=911,2 H;

z5 и z6

- окружная Ft=2·T4/d6=2·986800/232,5=8488,6 H; - радиальная Fr=Ft·tgб=8488,6·tg20°=3089,6 H;

2.4 Проверочный расчет передач редуктора на контактную прочность

2.4.1 Проверочный расчет на контактную выносливость

Контактная выносливость устанавливается сапоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного ун и допускаемого унр контактных напряжений.



где уН0- контактное напряжение в полюсе зацепления при КН=1 [ 4 стр 14 ] .

Кэффициент Кн определяют по зависимости [ 4 стр. 14 ]:

где КА=1

где уH - коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи и профиля головки зуба [ 4, стр 22 ,таб 8 ] .

g0- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления между зубьями .

V - окружная скорость колес

КHб- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ; для прямозубых передач КHб=1.

ZE- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес , для стальных колес ZE=190.

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления :



где бt - угол профиля , tg бt =tgб/cosв .

бtw= бt - для передач без смещения ;

еб - коэффициент торцевого перекрытия;

Проверочный расчет на контактную выносливость быстроходной передачи.

Исходные данные : тип передачи - цилиндрическая косозубая ; крутящий момент на колесе Т2=48,8 Н·м ; передаточное число Uф=3,53 ; окружная сила в зацеплении Ft=695,5H; ширина колеса b2=36мм ; делительный диаметр шестерни d1=39,66 мм; угол наклона зубьев в=10,47 ° ; частота вращения ведущего вала nэд=n1=935мин-1 ;

Z1=26; Z2=92, ZE=190;

tgбt=tgб/cosв=0,3701;

бt=20,3°.

уH =0,02; g0=7,3 ;

Проверочный расчет на контактную выносливость промежуточной и тихоходной передачи.

Исходные данные : тип передачи - цилиндрическая прямозубая ; момент на колесе промежуточной передачи Т3=205,3 Н·м ; момент на колесе тихоходной передачи Т4=986,8 Н·м ; передаточное число промежуточной Uф=4,55 ; передаточное число тихоходной Uф=4,89 ; окружная сила в зацеплении Ft3-4=2503,7H; окружная сила в зацеплении Ft5-6=8488,6H; ширина колеса b4=40мм ; ширина колеса b6=56мм; делительный диаметр шестерни d3=36 мм; делительный диаметр шестерни d5=47,5 мм; ; частоты вращения валов n2=270 мин-1 ; n3=60мин-1 ; Z3=18; Z4=82; Z5=19; Z6=93; ZE=190.

уH =0,14 ; g0=7,3 ;

Сблизим эти значения путем изменения ширины колес по условию [ 5, стр. 154 ].

тогда

Окончательно примем :

Ширина шестерни b3=42мм ; ширина колеса b4=36мм ;

ширина шестерни b5=45мм ; ширина колеса b6=40мм ;

Расчет зубьев на прочность при изгибе. Расчетом определяется напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса. Выносливость зубьев , необходимая для предотвращения усталостного изломаустанавливают сапоставлением расчетного напряжения от изгиба и допускаемого напряжения :



где КF-коэффициент нагрузки, КF=KA?KFv?KFp?KFб ; KFv- коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку , возникающую в зацеплении до зоны резонанса.

где уF - коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи и профиля головки зуба [ 4, стр 22 ,таб 8 ] . уF=0,06- для косозубых; 0,16 - для прямозубых.

КFб- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ; для прямозубых передач КHб=1.

YFS- коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений .

Yв- коэффициент , учитывающий наклон зуба.

Yе - коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев. 2.5.2.1 Расчет зубьев на прочность при изгибе быстроходной передачи .

Исходные данные : тип передачи - цилиндрическая косозубая ; крутящий момент на колесе Т2=48,8 Н·м ; передаточное число Uф=3,53 ; окружная сила в зацеплении Ft=695,5H; ширина колеса b2=36мм ; делительный диаметр шестерни d1=39,66 мм; угол наклона зубьев в=10,47 ° ; частота вращения ведущеговала nэд=n1=935мин-1 ; Z1=26; Z2=92, aw=90мм; m=1,5 мм.

уF=0,06 ;g0=7,3 ;

Определим эквивалентное число зубьев шестерни и колеса :

Следовательно YFS1=3,85; YFS2=3,6; [ 3, рис. 9.6 , стр. 184 ; 4, рис. 10 , стр. 38].

Yв=1-ев(в/120)=1-1(10,47/120)=0,9127>0,7

Yе=1/(0,95?1,6688)=0,6388 .

Определим отношение уFP/YFS: уFP1/YFS1 = 303/3,85=78,7 МПа ; уFP2/YFS2=259/3,6=71,9МПа; Расчет по изгибным напряжениям ведем для колеса , т.к. уFP1/YFS1> уFP2/YFS2 .

уF2=695,5/(36?1,5)?3,6?0,9127?0,6308=35,9МПа< уFP2=259МПа -

условие прочности выполняется.

Расчет зубьев на прочность при изгибе промежуточной и тихоходной передачи .

Исходные данные : тип передачи - цилиндрическая прямозубая ; момент на колесе промежуточной передачи Т3=205,3 Н·м ; момент на колесе тихоходной передачи Т4=986,8 Н·м ; передаточное число промежуточной Uф=4,55 ; передаточное число тихоходной Uф=4,89 ; окружная сила в зацеплении Ft3-4=2503,7H; окружная сила в зацеплении Ft5-6=8488,6H; ширина колеса b4=40мм ; ширина колеса b6=56мм; делительный диаметр шестерни d3=36 мм; делительный диаметр шестерни d5=47,5 мм; ; частоты вращения валов n2=270 мин-1 ; n3=60мин-1 ; Z3=18; Z4=82; Z5=19; Z6=93; m3-4=2мм; m5-6=2,5мм; aw3-4=100мм; aw5-6=140мм; еб3-4=1,583; еб5-6=1,677.

уF=0,16;g0=7,3 ;

Следовательно :

YFS3=4,07; YFS4=3,6; YFS5=4,07; YFS6=3,6; [ 3, рис. 9.6 , стр. 184 ; 4,

уFP4/YFS4 = 353/3,6=98,06 МПа .

Расчет ведем по шестерне.

уFP5/YFS5 = 353/4,07=86,73 МПа ;

уFP4/YFS4 = 379/3,6=105,3 МПа .

Yв=1; Yе3-4= Yе5-6=1.

уF3=2503,7/(36?2)?1,716?4,07?1=242,86МПа< уFP2=353МПа

условие прочности выполняется.

уF5=8488,6/(45?2,5)?1,15?4,07?1=353МПа= уFP5=353МПа

Условие прочности выполняется.

Расчет цилиндрической прямозубой передачи

Передача не реверсивная

Расположение колес относительно опор - несимметричное

Исходные данные

Крутящий момент на колесе Т2= 102 .60 Нжм

Частота вращения колеса n2= 60. 00 об/мин

Передачное отношение передачи U= 4.5

Таблица 4

Расчетный параметр	Значение	% расхож-дения
	расчетное	ЭВМ
Эквивалентное число циклов нагружения, NмЕ	77,4 * 106	7,74 *107	0
Эквивалентное число циклов перемены изгибающих моментов NFE, цикл	54,2 * 106	54,2 * 106	0
Коэффициент долговечности КHL,	1,01	1,01	0
Коэффициент долговечности КFL	1	1	1
Межосевое расстояние, мм	90	90,75	0,8
Модуль, m, мм	1,5	1,5	0
Числа зубьев: Z1	22	22	0
Делительный диаметр: d мм	34	33	2
Ширина венцов, в щ, мм	16	16	0
Расчетное контактное напряжение ун МПа	800	795,37	0,6
Расчетное напряжение при изгибе уг МПа	390	388,89	0,2

По приведенным в табл. 2 сравнениям делаем вывод, что отклонения не превышают 5%, что допустимо .

3. Предварительный расчет валов

Валы рассчитывают на изгиб и кручение при действии на них изгибающего Ми и крутящего Т моментов.Растягивающая и сжимающая силы незначительны и их влияния не учитываются.

Определяем необходимые диаметры валов в некоторых сечениях. Расчет ведет на кручение. Принимаем рекомендуемую величину допустимых напряжений при кручении [ф пр]=20 МПа

Диаметр требуемого вала определяем по формуле [1. ЙЙ].

, где

Т - крутящий момент на валу, Н * м; 3.1. Ведущий вал редуктора.

Диаметр выходного конца вала:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d = 14 мм. Но диаметр вала двигателя 24 мм , поэтому из конструктивных соображений принимаем d=24 мм, а диметр вала под манжетным уплонением и под подшипником принимаем dп=30 мм, диаметр буртиков под упоры подшипников dб=35 мм.

Планируем изготовить вал за одно целое с шестерней , т.е. из стали 50 , термообработка улучшение, HB=255 , уВ=700МПа.

В качестве опор используем однорядные , шариковые, радиальные подшипники легкой серии N206 ГОСТ 8338-75. 3.3.Промежуточный вал N1 редуктора.

Диаметр выходного конца вала:

Принимаем ближайшее большее значение из стандатного ряда d = 32 мм, а диаметр вала под подшипником принимаем dп=30 мм. Планируем изготовить вал за одно целое с шестерней , т.е. из стали 40ХН , термообработка- закалка, HRC7=50 , уВ=1700МПа.

В качестве опор используем однорядные , шариковые, радиальные подшипники легкой серии N206 ГОСТ 8338-75. 3.2.Промежуточный вал N2 редуктора.

Диаметр выходного конца вала:

Принимаем ближайшее большее значение из стандатного ряда d = 45 мм, а диаметр вала под подшипником принимаем dп=40 мм. Планируем изготовить вал за одно целое с шестерней , т.е. из стали 40ХН , термообработка- закалка, HRC7=50 , уВ=1700МПа.

В качестве опор используем однорядные , шариковые, радиальные подшипники легкой серии N206 ГОСТ 8338-75. 3.4.Ведомый вал редуктора.

Диаметр выходного конца вала:

Принимаем ближайшее большее значение из стандатного ряда d = 60 мм , а диаметр вала под манжетным уплотнением и подшипником принимаем dп=65 мм , под зубчатым колесом dк=70 мм , диаметр буртиков dб=75 мм . Планируем изготовить вал из стали 45 , термообработка- нормализация , HВ=200 , уВ=600МПа.

В качестве опор используем однорядные , шариковые, радиальные подшипники легкой серии N206 ГОСТ 8338-75.

4. Эскизный проект редуктора

Компоновку проводим объемно в 2 этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес, муфт относительно опор, для последующего определения, опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертим тонкими линиями.

Проводим оси валов, вычерчиваем упрощенно шестерни и колеса, гнезда подшипников, подшипники. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

а) принимаем зазор между торцом колес и внутренней стенкой корпуса С=1,1б (б- толщина стенки корпуса); при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса С5=1,2 б

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника и внутренней стенкой корпуса А=5 мм. Длину гнезд подшипников принимаем по ширине большего подшипника [5].

б=(0,025 Qw + 1 … 3) = 9 мм

5. Основной расчет валов

5.1 Основной расчет ведущего вала

Исходные данные d1=39,66 мм, Т1= 14,7 Нм, Ft1 = 2438 Н, Ft = 695,5 Н, Fr = 257,4 Н, Fa = 128,6 Н, сила от действия упругой муфты Fм = 120 Н.

Определяем опорные реакции в опорах А и В в вертикальной плоскости

?МА= 0: Fм . 80 + Ft . 103 - RВв . 206 = 0 ;

RВв = (Fм . 80 + Ft . 103)/206 = 394,35 Н ;

?МВ= 0: Fм . (80+103+103) - Ft . 103 + RАв . 206 = 0 ;

RАв = (Ft . 103 - Fм . 286)/206 =181,15 Н ;

Проверяем ?У = 0 Fм - Ft + RAв +R Вв = 0

120 - 695,5 + 181,15 + 394,35 = 0 -- реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающих моментов:

Ми A = Fм . 0,08= 120 . 0,08 = 9,6 Нм ;

Ми C = R В . 0,103= 394,35 . 0,103 = 40,6 Нм ;

Определяем реакции в горизонтальной плоскости :

?МА= 0: R Вг . (103+103) - Fr . 103 - Fa . d1/2 = 0 ;

?МВ= 0: - R аг . (103+103) + Fr . 103 - Fa . (39,66/2) = 0;

Проверяем

?х= 0 - R Аг +Fr - RBг = 0;

-116,32 + 257,4 - 141,08 = 0 -- реакции определены верно.

Суммарные реакции опор:

Строим эпюру изгибающих моментов

Ми с справа = - R Вг . 0,103= -141,08 . 0,103 = -141,08 Нм;

Ми о слева = - R аг . 0,103= -116,32 . 0,103 =--11,98 Нм;

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов рис.9:

Определяем диаметр (уточненный) вала в опасном сечении наибольшему эквивалентному моменту под шестерней:



Статическая прочность вала обеспечивается с запасом , так как в данном сечении диаметр вала 35,91 мм . Большой запас обусловлен изготовлением вала с шестерней (вал-шестерня) .

Рис.9. Эпюры ведущего вала 5.2. Основной расчет промежуточного вала 1.

Исходные данные d2=140,34 мм, Т2=48,8 Нм, Ft1 =695,5 Н, Ft2 = 2503,7 Н, Fr1 = 257,4 Н, Fr2 = 911,2 Н, Fa1 =128,6 Н. Определяем опорные реакции в опорах А и В в вертикальной плоскости

?МА= 0: -( Ft2/2) . 42 - Ft1 . (42+61) - ( Ft2/2) . (42+61+61)+ R Вв (42+61+61+42)= 0 ;

RВв = (-( Ft2/2) . 42 + Ft1 . (42+61)+ ( Ft2/2) . (42+61+61) )/ (42+61+61+42)=1599,6 Н ;

?МВ= 0: -RAв . (42+61+61+42) +( Ft2/2) . (42+61+61) +Ft1 . (42+61)+ -( Ft2/2) . 42 = 0 ;

RАв = (( Ft2/2) . (42+61+61) +Ft1 . (42+61) +( Ft2/2) . 42 )/ (42+61+61+42) =1599,6 Н ;

?У = 0 -RAв + Ft1 + ( Ft2/2) +( Ft2/2)-R Вв = 0

1599,6 +695,5+ 2503,7/2 + 2503,7/2 - 1599,6 = 0

реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающих моментов:

Ми E = -R Вв . 0,042= -67,2 Нм ;

Ми C =-RAв . (0,042+0,061)+ -( Ft2/2) . 0,061 = -88,4Нм ;

Ми D = -R Aв . 0,042= -67,2 Нм ;

Определяем реакции в горизонтальной плоскости :

?МА= 0: (Fr2/2) . 42 + Fr1 . (42+61) - Fa1 . d2/2 -(Fr2/2) ?(42+61+61)+ R

Вг ?(42+61+61+42) = 0 ;

R Вг = (-(Fr2/2) . 42-Fr1 . (42+61)+ Fa1 . d2/2+-(Fr2/2) ?(42+61+61))/

(42+61+61+42)=370,71H; ?МВ= 0: - R аг . (42+61+61+42) + (Fr2/2) .

(42+61+61) - Fr1 . (42+61)- Fa1?d2/2+(Fr2/2) . 42 = 0;

R аг= (-(Fr2/2) . (42+61+61)+ Fr1 . (42+61)+ Fa1?d2/2-(Fr2/2) . 42)/

(42+61+61+42)=283,09H;

?х= 0: - R Аг +Fr2/2 - Fr1 +(Fr2/2) - RBг = 0;

283,09 + 911,2 - 257,4 - 370,71 = 0

реакции определены верно

Суммарные реакции опор:

Строим эпюру изгибающих моментов

Ми с справа Г = - R Вг . (0,042+0,061)+ (Fr2/2) . 0,061 =-=10,4Нм;

Ми с слеваГ = - R аг . (0,042+0,061)+ (Fr2/2) . 0,061 =-1,4Нм;

Ми D Г = - R аг . 0,042 =-11,9Нм;

Ми E Г = - R Вг . 0,042 =-15,6Нм

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов рис.9:

Определяем диаметр вала в опасном сечении под зубчатым колесом:

Статическая прочность вала обеспечивается с запасом , так как dk=45 мм > 27 мм.

Рис.4. Промежуточный вал 1.

5.3 Основной расчет промежуточного вала

Исходные данные :

Т3=205,3 Нм, Ft2 =2503,7 Н, Fr2 = 911,2 Н, Fa1 =128,6 Н , Ft3 =8488,6 Н, Fr3 = 3089,6 Н.

Определяем опорные реакции в опорах А и В в вертикальной плоскости

?МА= 0: ( Ft2/2) . 43 - Ft3 . (43+61) + ( Ft2/2) . (43+61+61)+ R Вв

(43+61+61+43)= 0 ;

RВв = RAв = (-( Ft2/2) . 43 + Ft3 . (43+61)- ( Ft2/2) . (42+61+61) )/

(42+61+61+42)=2992,46 Н ;

?У = 0 : -RAв + Ft3 - ( Ft2/2)-( Ft2/2)-R Вв = 0

-2992,45 +8488,6 - 2503,7/2 - 2503,7/2 - 2992,45 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов:

Ми C =-RAв . (0,043+0,061) -( Ft2/2) . 0,061 = -387,6Нм ;

Ми D = -R Aв . 0,043= -128,7 Нм ;

Определяем реакции в горизонтальной плоскости :

?МА= 0: (Fr2/2) . 43 - Fr3 . (43+61) +(Fr2/2) ?(43+61+61)+ R Вг

(43+61+61+43) = 0 ;

R Вг = (-(Fr2/2) . 43+Fr3 . (43+61)-(Fr2/2) ?(43+61+61))/

(42+61+61+42)=1089,2H;

?МВ= 0: - R аг . (43+61+61+43) - (Fr2/2) . (43+61+61) + Fr3 . (43+61)-

(Fr2/2) . 43 = 0;

R аг= (-(Fr2/2) . (43+61+61)+ Fr3 . (43+61)-(Fr2/2) . 43)/

(43+61+61+43)=10893,2H;

Проверяем ?х= 0: - R Аг - Fr2/2 + Fr3 - (Fr2/2) - RBг = 0;

-1089,2 - 911,2 + 3089,6 - 1089,2 = 0 -- реакции определены верно.

Суммарные реакции опор:

Строим эпюру изгибающих моментов

Ми D Г = Ми Е Г = - R AГ ?0,043=-46,8Нм;

Ми сГ = - R аг . (0,043+0,061) - (Fr2/2) . 0,061 =-141,1Нм;

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов рис.9:

Определяем диаметр вала в опасном сечении под шестерней :

Статическая прочность вала обеспечивается с запасом , так как d5=47,5 мм > 43,5 мм.

Рис.5 Промежуточный вал 2.

5.4 Основной расчет ведомого вала

Исходные данные Т4= 986,8 Нм, Ft3 = 8488 Н, Fr3 =3089,6 Н, сила от действия муфты Fм = 4770 Н.

Определяем опорные реакции в опорах А и В в вертикальной плоскости

?МА= 0: -Fм . (107+107+134) + Ft3 . 107 - RВв . (107+107) = 0 ;

RВв = (-Fм . (107+107+134) + Ft3 . 107)/214 = -3512,5 Н ;

?МВ= 0: -Fм . 134 - Ft3 . 107 + RАв . (107+107) = 0 ;

RАв = (Ft3 . 107 + Fм . 134)/214 =7231,1 Н ;

Проверяем ?У = 0 Fм - Ft3 + RAв - R Вв = 0

7231,1 -8488,6 - 3512,5 + 4770 = 0 -- реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающих моментов:

Ми В = Fм . 0,134= 4770 . 0,134 = 639,2 Нм ;

Ми C = R Ав . 0,107= 7231,1 . 0,107 = 773,7 Нм ;

Определяем реакции в горизонтальной плоскости:

Строим эпюру изгибающих моментов:

Ми CГ = R АГ ?0,107= 1544,8 . 0,107 = 165,3 Нм ;

Суммарные реакции опор:

Строим эпюру изгибающих моментов

Ми D Г = Ми Е Г = - R AГ ?0,043=-46,8Нм;

Ми сГ = - R аг . (0,043+0,061) - (Fr2/2) . 0,061 =-141,1Нм;

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов рис.9:

Определяем диаметр вала в опасном сечении под зубчатым колесом :

Статическая прочность вала обеспечена , так как dК=70 мм > 60,67 мм.



Рис.11. Ведомый вал .

6. Уточненный подбор подшипников

6.1 Опоры ведущего вала

Исходные данные : частота вращения вала n=935 мин-1 , суммарные опорные реакции RА=215,3 Н ; RВ=418,8 Н; осевая нагрузка Fа=128,6 Н; долговечность привода L=7884 часа. На рис. 7 показан шариковый радиальный олнорядный подшипник (по ГОСТ 8338-75).

Рис. 7 Предварительно выбранные подшипники - шариковые радиальные однорядные N206 со следующими характеристиками dхDхB=30х62х16мм,

С=15,3 кН ; С0=10,2 кН . Проверяем возможность установки радиальныз подшипников . Осевую нагрузку воспринимает опора В.

Следовательно возможна установка данных подшипников.

По [ 1, с. 81 , табл. 7.1 ] е=0,19; Х=0,56; Y=2,30.

Эквивалентную динамическую нагрузку определяем для опоры В.

PEB=(1?0,56?418,8+2,3?128,6)?1?1,3=689,4 H;

Производим проверку долговечности.

6.2 Опоры промежуточного вала

1. Исходные данные : частота вращения вала nr=270 мин-1 , суммарные опорные реакции RА=1624,5 Н ; RВ=1642 Н; осевая нагрузка Fа=128,6 Н; долговечность привода L=7884 часа.

Найболее нагруженная опора A.

По [ 1, с. 81 , табл. 7.1 ] е=0,19.

Производим проверку долговечности.

6.3 Опоры промежуточного вала

2. Исходные данные : частота вращения вала n3=60 мин-1 , суммарные опорные реакции RА=318,4 Н ; RВ=3184,5Н; долговечность привода L=7884 часа. Осевая нагрузка отсутствует : Х=1; Y=0.

PEB=1?1?3184,5?1,3?1=4139,85 H;

Производим проверку долговечности.

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Шпонки рассчитываются на снятие боковых граней, выступающих из вала.

Выбираем призматические шпонки для всех валов. Материал шпонок сталь 45, допустимое напряжение на смятие [усм]= 150 МПа для всех шпонок см [1, стр. 74].

7.1 Соединение косозубого зубчатого цилиндрического колеса с промежуточным валом

1. Т2=48,8 Нм ; dк=45мм . В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=14х9 мм ; t1=5,5 мм .

Требуемая полная длина шпонок

?'= ?р + в=6,2+14=20,2мм

Из стандартного ряда длин шпонок [ 2, с.58 ] принимаем ?=25мм.

Тогда действующее в соединении напряжение:

Окончательно принимаем шпонку bхhх?=14х9х25мм.

7.2 Соединение прямозубого зубчатого цилиндрического колеса с промежуточным валом

2. Т3=205,3.2=102,65 Нм ; dк=40мм . В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=12х8 мм ; t1=5 мм .

Требуемая полная длина шпонок

?'= ?р + в=17,1+12=29,1мм

Из стандартного ряда длин шпонок [ 2, с.58 ] принимаем ?=32мм.

Тогда действующее в соединении напряжение:

Окончательно принимаем шпонку bхhх?=12х8х32мм.

7.3 Соединение цилиндрического колеса с ведомым валом редуктора

Т3=986,8 Нм ; dк=70мм . В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=20х12 мм ; t1=7,5 мм .

Требуемая полная длина шпонок

?'= ?р + в=62,65+20=82,65мм

Из стандартного ряда длин шпонок [ 2, с.58 ] принимаем ?=90мм.

Тогда действующее в соединении напряжение :

Окончательно принимаем шпонку bхhх?=20х12х90мм.

7.4 Соединение МУВП с выходным концом ведущего вала редуктора

Т1=14,7 Нм ; dВ=24мм . В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=8х7 мм ; t1=4 мм .

Требуемая полная длина шпонок

?'= ?р + в=4,08+8=12,08мм

Из стандартного ряда длин шпонок [ 2, с.58 ] принимаем ?=18мм.

Тогда действующее в соединении напряжение :

Окончательно принимаем шпонку bхhх?=8х7х12мм.

7.5 Соединение зубчатой муфты с выходным концом ведомого вала редуктора

электродвигатель вал редуктор подшипник

Т4=955 Нм ; dВ=60мм . В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=18х11 мм ; t1=7 мм .

Требуемая полная длина шпонок

?'= ?р + в=79,6+18=97,6мм

Но длинна полумуфты ?ст/2=170/2=85мм.

Следовательно необходима установка двух шпонок в диаметральнопротивоположном направлении .

Из стандартного ряда длин шпонок [ 2, с.58 ] принимаем ?=63мм.

Тогда действующее в соединении напряжение:



Окончательно принимаем две призматические шпонки bхhх?=18х11х63мм.

8. Назначение квалитетов точности, шероховатости поверхностей, норм отклонений формы и расположения

К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Для механизмов, рассчитываемых в курсе «Детали машин» наиболее используются квалитеты от 6-го до 14-го в порядке убывания точности.

Рекомендуемые посадки основных деталей приведены в [1. ЙЙ стр. 217]. Для посадок с зазором рекомендуется применять поля допусков F, G, H (f, g, h); для переходных Js, К, М, N (js, k, m, n); для посадок с натягом P, R, S (p, r, s).

Погрешности формы и расположения поверхности зависят от квалитета точности на размер, их величина определяется по [1. ЙЙ стр. 238] для различных типов деталей.

Назначаем посадки в соответствии с [1. ЙЙ стр. 241]. Посадка зубчатых колес на валы М7/Р6 по ГОСТ 25347 - 82. Посадка туфты на вал Н7/f7. Посадка крышек в корпус редуктора Н7/h6. Распорные (дистанционные) втулки Н7/h6. (см. рис. 17)

Шейки валов под подшипники качения выполняет с отклонением R6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7. Шейки валов под манжеты с отклонением h8 (см рис. 16).

Соединения подшипников - полумуфт (скольжения) с валом для обеспечения достаточной точности вращения и правильного зацепления кулачковой муфты примем посадку вала во втулке Н7/f7 (рис. 18). Для шлицевых соединений с валами примем центрирование по внутреннему диаметру и назначим поля допусков по [1 табл. 7.18-7.19] d-z-d

(см. рис. 20).

Для шпоночных соединений назначаем посадки в Зацепления кулачковой муфты примем посадку вала во втулке Н7/f7 (рис. 18). Для шлицевых соединений с валами примем центрирование по внутреннему диметру назначим поля допусков по [1 табл. 7.18-7.19]

(см. рис.20)

Для шпоночных соединений назначаем посадки в пазу ступицы в Js 9/h9, в позу вала в N9/h9 (см. рис.19)

Шероховатость поверхности зависит от квалитета, размера и условий работы детали.

Для простановки шероховатости пользуемся рекомендациями [1 II табл. 7.11.]

Рис. 16 Поле допуска подшипников

Рис. 17 Поле допуска



Рис. 18 Поле допуска соединительной муфты

Рис. 19 Поле допуска шпонок

9. Расчет валов на выносливость

Этот расчет является уточнением, но сводится к определению коэффициента запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.

Условие прочности :

где n - рассчитанный коэффициент запаса прочности; [n] = 2,5 - допустимое значение коэффициента запаса прочности для обеспечения жесткости.

nу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

nф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [1 ];

где у-1 и ф-1 - пределы выносливости материала вала при асимметричных циклах изгиба и кручения

уа, фа и ум, фм - амплитуда и средние значения напряжения циклов портальных и касательных напряжений.

Kу и Кф - коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении [1 II табл. 3.6.]

еу и еф - коэффициент, учитывающий снижение механических свойств металла с расчетом размера заготовки [1 II табл. 3.7.]

шу и шф - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала [1 II табл. 3.5.].

шу=0,1; шф=0;

Пределы выносливости [1 II]

у-1 = 0,43 ув - при изгибе

ф-1 = 0,58 у-1 - при кручении

Применяя материал вала - нормализованную сталь 40Х ГОСТ 4543-84 имеем:

ув = 700 МПа, ут = 500 МПа

у-1 = 0,43 * 700 = 301 МПа

ф-1 = 0,58 * 301 = 174,58 МПа

уа = Ми/0,1d3 ; ум = 0;

фа = фм = фmax/2 = Т/0,4d3 , [1 II]

9.1 Расчет ведущего вала

Таким образом :

Большой запас обеспечен изготовлением шестерни заодно с валом.

9.2 Промежуточный вал

1. Опасное сечение вала на выносливость проверяем по формулам , аналогично ведущему валу. Коцентратором является шпоночная канавка t1=5,55;

b=14мм.

Ку = 2; еу = 0,715 ; шу = 0,1;в=1,4;

Кф = 1,9; еф = 0,77; шф = 0,05;

уа = Ми/ W = 89 х 103/7611,27 = 11,69 МПа

фа = фм = Т/2щкр = Т/2 * 0,2 d3 = 48800/2 * 16557,43 = =1,47 МПа

9.3 Промежуточный вал

2. Опасное сечение вала на выносливость проверяем по формулам , аналогично ведущему валу.

Ку = 2; еу = 0,715 ; шу = 0,1;в=1,4;

Кф = 1,9; еф = 0,77; шф = 0,05;

уа = Ми/ W = 412,5 х 103/0,1?47,53 = 38,5 МПа

фа = фм = Т/2щкр = Т/2 * 0,2 d3 = 205,3/2 *0,2? 47,5 = =4,79 МПа

9.4 Ведомый вал

Опасное сечение вала на выносливость проверяем по формулам , аналогично промежуточному валу 2. Коцентратором является шпоночная канавка t1=7,5;

b=20мм.

Ку = 2; еу = 0,715 ; шу = 0;в=1;

Кф = 1,9; еф = 0,77; шф = 0;

уа = Ми/ W = 791,2 х 103/29488,6 = 26,83 МПа

фа = фм = Т/2щкр = Т/2 * 0,2 d3 = 986,8?103/2 * 63162 = =7,81 МПа.

10. Выбор смазки передач и подшипников качения

Основное назначение смазывания-уменьшения сил трения, снижения скорости изнашивания и отвод тепла от места контакта. С учётом важнейших факторов-контактного напряжения ун(МПа) и окружной скорости V(м/с) тебуемая вязкость масла (мм2/с) для зубчатых передач принимает следующие значения (1,стр.148)

-для быстроходной ступени (ун=318,1МПа,V=1.94м/с),

хб=29…35мм2/с; хбср=32мм2/с,

- для тихоходной ступени (ун=103,2МПа,V=0,15м/с),

хт=41…51мм2/с,хтср=46мм2/с,

-для редуктора в целом:

Данной кинематической вязкостью обладает (1,стр148)

Масло индустреальное И-Г-А-46 ГОСТ17479,4-87.

В релукторе используем картерную систему смазывания. Корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венцы колёс были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается ,попадает на внутренние стенки корпуса,откуда стекает в нижнию часть.внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе,которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса детале.

Смазывание подшипников качения осуществляется тем же маслом , которым смазываются детали передачи. Стекающее с колес, с валов и со стенок корпуса масло попадает и в подшипники.

Заливают масло через люк, который одновременно служит для контроля сборки зацепления и его состояния в эксплуатации. Люк закрывается крышкой, ручка которой одновременно служит отдушиной.

Слив масла производится через отверстие, расположенное в средней плоскости со стороны тихоходного вала и зарываемое пробкой с прокладками.

Контроль уровня масла осуществляется с помощью маслоуказателя.

Обьём масла выбирается из расчёта 0,3…0,5 литра на 1кВт передаваемой мощности.

11. Определение размеров корпуса, крышки и болтов крепления

Размеры основных элементов корпуса редуктора определяют в зависимости от наибольшего вращающего момента на тихоходном валу.

Для редукторов общего назначения принимают (1,стр.234): Тmax=2*Тном=2*986,8=1973,6НМ.

Толщина нижней стенки корпуса

С учетом рекомендаций (2,стр.417) принимаем д=8мм.

Толщина стенки крышки корпуса: дкр=0,9*д=0,9*8=7,2мм.

Толщина ребра у основания: дреб =д=8мм.

Диаметр стяжных болтов у подшипников:

Из стандартного ряда резьб с учетом рекомендации(1,стр.240) принимаем d=12мм.

Диаметр стяжных болтов фланцев: d1=0.8*д=0.8*12=9.6мм.

Из стандартного ряда резьб принимаем d1=10мм.

Расстояние между стяжными болтами:

lmax=10*d=10*12=120мм.

Толщина фланца по разьему дфл=d=12мм.

Ширина фланца:

вфл min=2,25*d1=2,25*10=22,5мм.

Ширина фланца у бобышек подшипников: вфлmin=2,25*d=2,25*12=27мм.

Диаметр фундаментальных болтов: dф=1,25*d=1,25*12=15мм.

Из стандартного ряда резьб принимаем dф=16мм.

Толщина лапы дф=1,5*dф=24мм.

Число фундаментальных болтов: zф=4

Толщина уха у основания ду=2,5*дкр=2,5*7,2=18мм.

Зазоры между торцами зубчатых колес:

Д1min=0,5*д=4мм.

Зазоры между торцами колес и внутренними элементами корпуса

Д2min=0,8*д=6,4мм.

Зазоры между вершинами зубьев колес и корпусом

Д3min=1,25*д=10мм.

Радиус сопряжений элементов корпуса

rmin=0,25*д=2мм.

Толщина клина у основания

дпер=(дф-д)*0,5=8мм.

Длина клина lпер=4дпер=32мм.

Ширина лапы редуктора

Вф=2,25*dф+дпер=44мм.

Диметр штифтов dшти=0,5*d=6мм.

Количество штифтов zшти=2

Диаметр отверстий под фундаментальные болты: доф=18мм.

Диаметр бобышек под подшипники: D=1.5*d+10

Где d-диаметры наружных колец подшипников.

а) бобышки ведущего вала

D1=1,25*82+10=112,5мм;

б) бобышки промежуточного вала

D2=1,25*62+10=87,5мм;

в) бобышки ведомого вала

D3=1,25*80+10=110мм.

12. Выбор Муфт и переключающих устройств

Для соединения вала электродвигателя с ведущим валом редуктора используется упругое втулочно-пальцевая муфта (МУВП) состоящая из полумуфты, в которой жестко закреплены стальные пальцы, несущие на себе упругие втулки входящие в отверстие второй полумуфты. Муфта достаточно чувствительна к смещению валов, хотя и допускают радиальные их смещения в пределах 0,3…0,5мм, угловое -до 1,50С и значительное осевое -до 5мм.

Для соединения ведомого вала редуктора с приводным валом конвейера в приводе используется зубчатая муфта, позволяющая соединять валы, нагруженные большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных , угловых и осевых смещений валов. Муфта состоит из двух обойм с внутренними зубьями, которые находятся в зацеплении с двумя зубчатыми втулками, закрепленными на концах валов (см. рис.11).

Муфта допускает радиальное и угловое смещение соединяемых валов за счет зазоров в зацеплении и обтыки зубьев втулок по сфере. Осевые смещения допускаются за счет того что венец зубчатой обоймы шире венца втулки.

Муфта выбирается по величине расчетного момента Тр и диаметру соединяемых валов (3,стр.376): Тр=(К1+К2)Тн,

где Тн-номинальный вращающий момент,

К1-коэффициент, учитывающий вид двигателя; при использовании в приводе электродвигателе К1=0,25

К2-коэффициент, учитывающий характер работы; для приводов конвейеров К2=1,2.

Литература

1. Кузмин А.В. Макейчик Н.Н. Курсовое проектирование деталей машин. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982 г 1 и 2 том.

2. Дукаев П.Ф. Конструктирование узлов и деталей машин. - М: Высшая школа, 1978 г. - 351 с.

3. Кудрявцев В.Н. Курсовое проектирование деталей машин. - Ленинград: Машиностроение. 1984 г. - 400 с.

4. Анурьев В.Н. Справочник конструктора - машиностроителя,Т1-3-М: Машиностроение1980г.Скойбеда А.Т. и др. Детали машин и основы конструирования. - Мн,: Вышэйшая школа, 2000 г. - 584 с.

5. Ничипорчик С.Н. Детали машин в примерах и задачах - Мн: Вышейшая школа, 1981 г. - 431

6. Скойбеда А. Т.,Кузьмин А. В.,Макейчик Н. Н.,Детали машин и основы конструирования Мн.,2000,583 с.

Размещено на Allbest.ru