Проектирование привода цепного конвейера

1 вал: .

2 вал: ;

;

;

.

3 вал: ;

;

;

.

Результаты расчета привожу в таблице

2. Расчет червячного редуктора

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений [у_Н].

По условию материал колеса СЧ20. По таблице 4.8[1, с.66] определяем допускаемое напряжение при твердости червяка:

.

Расчетное значение допускаемого контактного напряжения находим по формуле [1, с.66] :

,

где - коэффициент долговечности, значение которого при вычислении определяют по формуле 4.30 [1, с.67] :

,

-суммарное число циклов перемен напряжений, вычисляется по формуле:

,

где n - частота вращения червячного колеса, ;

-срок службы передачи, из условия .

.

Таким образом, коэффициент долговечности равен:

;

Определяем допускаемое контактное напряжение:

.

2.2 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние находим по формуле 4.19 [1, с.61]:

,

где z₂ - число зубьев червячного колеса;

;

Уточняем по ГОСТ 2144-76 [1, с.54] передаточное число червячного колеса .

- q - коэффициент диаметра червяка, задаемся ;

- - допускаемое контактное напряжение;

- - расчетный момент на валу червячного колеса, ;

- К - коэффициент нагрузки, предварительно принимаемК=1,2.

.

Округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66 [1, с.36]:

1-й ряд: 160, 200

2-й ряд: 180, 224

принимаем

Находим модуль зацепления по формуле 4.20 [1, с.61] :

.

Округляем значение модуля до ближайшего стандартного по таблице 2 [1, с.56] :

2.3 Основные параметры червячной передачи

Основные размеры червяка:

- делительный диаметр червяка:

;

- диаметр вершин витков червяка:

;

- диаметр впадин витков червяка:

;

- длинна нарезной части червяка при и при , должна быть увеличена на 25 мм [1, с.57]:

.

- делительный угол подъема витка г по табл.4.3 [1, с.57]: прии угол .

Основные размеры венца червячного колеса:

- делительный диаметр червячного колеса:

;

- диаметр вершин зубьев червячного колеса:

;

- диаметр впадин зубьев червячного колеса:

;

- наибольший диаметр червячного колеса:

;

- ширина венца червячного колеса [1, с.58]: при:

.

Окружная скорость червяка:

.

Скорость скольжения:

.

По таблице 4.4 [1, с.59] при, приведенный угол трения .

Уточняем КПД редуктора.

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:

По таблице 4.7 [1, с.65] выбираем 7-ую степень точности и находим значение коэффициента динамичности

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки найдем по формуле 4.26 [1, с.64]:

,

где и - коэффициент деформации червяка, по таблице 4.6 [1, с.64]: при и , ;

- х - вспомогательный коэффициент, зависящий от характера изменения нагрузки, при незначительных колебаниях нагрузки[1,с.65].

Таким образом,

Коэффициент нагрузки:

.

2.4 Сравнение и .

Проверяем контактное напряжение по формуле 4.23 [1, с.62]:

.

.

2.5 Проверка зубьев червячного колеса на изгибное напряжение .

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент формы зуба принимаем по таблице 4.5 [1, с.63]: .

Напряжение изгиба по формуле 4.24 [1, с.63]:

.

Основное допускаемое напряжение для реверсной работы по таблице 4.8 [1, с.66]:

.

Расчетное допускаемое напряжение:

,

где -коэффициент долговечности, значение которого при бронзовом венце червячного колеса определяется по формуле 4.28 [1, с.67]:

;

Коэффициент долговечности изменяется в пределах [1,с.67] , значит принимаем .

Учитывая это, допускаемое напряжение равно:

.

Прочность обеспечена .

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Выбор материала

Материал шестерни сталь 40, термообработка улучшение, твердость 180НВ, ,.

Материал колеса СЧ20, без термообработки, твердость 170НВ,,.

3.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

,

где:

у_Hlimb- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

К_НL- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL = 1; коэффициент безопасности .

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение выбирается по минимальному значению:

для шестерни

для колеса ;

Тогда расчетное контактное напряжение:

.

Коэффициент К_Hв, не смотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепногоконвейера действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Hв = 1,25.

Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

3.3 Расчет межосевого расстояния из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

,

для прямозубых колес К_а=49,5, а передаточное число рассчитываемой передачи.

Ближайшее значение межосевого расстояния принимаем по

ГОСТ 2185 - 66* а_w = 400 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: m_n = (0,01 ч 0,02) а_w = (0,01 ч 0,02) 400 = 4 ч 8 мм; принимаем по ГОСТ 9563 - 60* m_n = 6 мм.

3.3 Расчет чисел зубьев шестерни и колеса

Угол наклона зубьев в = 0є.

.

Принимаем z₁ = 36; тогда z₂ = z₁ · u_з.п. = 36 · 2,66 = 96.

3.4 Определение основных размеров шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

;

.

Проверка:

.

Принимаем а_w=396мм.

Диаметры вершин зубьев:

;

.

Диаметры впадин зубьев:

,

.

Ширина:

а) колеса

;

б) шестерни

.

3.5 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру.

.

3.6 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи.

.

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643 - 81.

3.7 Определение коэффициента нагрузки

Значение K_Hв при ш_bd = 0,48, твердости НВ ? 350 и несимметричном колес относительно колес опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепногоконвейераK_Hв = 1,06.

К_Hб = 1, для прямозубых колес при х ? 5 м/с имеем К_Hх = 1,05. Таким образом,

К_Н = 1,06 · 1· 1,05 =1,113

3.8 Проверка контактных напряжений

3.9 Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная: .

Радиальная: .

Осевая: .

3.10 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

.

Здесь коэффициент нагрузки К_F = К_Fв · К_Fх. При ш_bd = 0,48, твердости НВ ? 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор К_Fв = 1,12; К_Fх = 1,25. Таким образом коэффициент К_F = 1,12 · 1,25 = 1,4; Y_F- коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_х:

- у шестерни ;

- у колеса .

Тогда Y_F1 = 3,7; Y_F2 = 3,6.

Расчет допускаемого напряжения.

.

- коэффициент безопасности, где , (для поковок и штамповок). Следовательно

Допускаемые напряжения:

а) для шестерни ;

б) для колеса .

Находим отношения :

а) для шестерни ;

б) для колеса .

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_в и K_Fб:

;

.

Для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-й степени точностиn=8.

3.11 Поверка прочности зуба колеса

;

.

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Крутящие моменты в поперечных сечениях:

ведущего (червяка): Т₁=37•10³ Нмм;

ведомого (вал червячного колеса): Т₂=462,5•10³ Нмм.

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [_k]=25 МПа.

. Принимаем 32 мм.

Диаметры подшипниковых шеек d_п1=d_в1+2t, где t=2,2мм.

d_п1=32+22,2=36,4 мм. Принимаем d_п1=40 мм.

Параметры нарезанной части:

d₁=78,75 (мм) - делительный диаметр червяка;

d_a1=91,35 (мм) - диаметр вершин витков червяка;

d_f1=63,63 (мм) - диаметр впадин витков червяка;

Длина нарезной части червяка b₁=132,1 мм.

Для выхода режущего инструмента при нарезке витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше d_f1.

Расстояние между опорами червяка примем l₁d_aM2=334мм.

Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f₁=90 мм.

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца

. Принимаем 50 мм.

Диаметры подшипниковых шеек d_п2=50+5=55 мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса d_к2=55+5=60 мм.

Диаметр ступицы червячного колеса

.

Принимаем .

Длина ступицы червячного колеса

.

Принимаем .

Вал звездочки.

Диаметр выходного конца

.

Принимаем 65 мм.

Диаметры подшипниковых шеек d_п3=65+5=70 мм, диаметр вала в месте посадки звездочки d_к3=70+5=75 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0,04а + 2 = 0,04 · 200 + 2 = 10 мм,

принимаем б = 10мм;

д1 = 0,032а + 2 = 0,032 · 200 + 2 = 8,4 мм,

принимаем д1 = 10мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и корпуса крышки

b=b₁ = 1,5д = 1,5 · 10= 15 мм,

нижнего пояса корпуса

р₁ = 1,5б = 1,5 · 10= 15 мм,

принимаем р1 = 15 мм.

Р₂=(2,25ч2,75)д==(2,25ч2,75)10=22,5ч27,5 мм

принимаем р₂=25 мм.

Диаметры болтов:

- фундаментальных:

d1 = (0,03 ч 0,036)а + 12 = (0,03 ч 0,036)180 + 12 = 17,4ч18,48мм

принимаем болты с резьбой М 20

- крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = (0,7 - 0,75)d1 = (0,7 ч 0,75) · 20 = 14ч15 мм;

принимаем болты со стандартной резьбой М 16.

- соединяющих крышку с корпусом d3 = (0,5 - 0,6)d1 = (0,5 - 0,6) · 20 = 10 - 12 мм; принимаем болты с резьбой М 12.

электродвигатель редуктор привод

6. Первый этап компоновки редуктора

Рисунок 6.1 - Первый этап компоновки редуктора

Данный этап выполняется для того, чтобы можно было снимать и корректировать размеры при дальнейшем расчете.

7. Проверка долговечности подшипников

Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке,

F_t2=F_a1=2T₂/d₂=2462500/315=2936,5 (Н).

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе,

F_t1=F_a2=2T₁/d₁=237000/78,75=939,7 (H).

Радиальные силы на колесе и червяке

F_r1=F_r2=F_t2tg20=2936,50,36=1068,8 (Н).

Расстояние между опорами l_aM2=334 мм

Рисунок 7.1 - Силы, действующие в зацеплении

Входной вал

XZ:

Rx₁=Rx₂=Ft₁/2=939,7/2=469,9H

YZ:

Ry₁Чl₁-Fr₁Ч(l₁/2)+Fa₁Ч(d₁/2)=0

Ry₁=((Fr₁Чl₁/2)-(Fa₁Чd₁/2))/l₁=((1068,8Ч334/2)-(2936,5Ч78,75/2))/334=188,2H

-Ry₂Чl₁+Fr₁Ч(l₁/2)+Fa₁Ч(d₁/2)=0

Ry₂=((Fr₁Чl₁/2)+(Fa₁Чd₁/2))/l₁=((1068,8Ч334/2)+(2936,5Ч

Ч78,75/2))/334=880,6 H

Проверка:

Ry₁+Ry₂-Fr₁=188,2+880,6-1068,8=0

Суммарные реакции:

P₁===506,2 H

P₂===998,1 H

MX:

Mx₁=0

Mx₂=-l₁ЧRy₂=-167Ч880,6=-147060,2 HЧмм

Mx₃=-l₁ЧRy₂+Fa₁Чd₁/2=-167Ч880,6+2936,5Ч78,75/2=-31435,5 НЧмм

Mx₄=0

MY:

My₁=0

My₂=My₃=Rx₁Чl₁=469,9Ч167=78473,3 НЧмм

My₄=0

T:

T=T₂=Ft₁Чd₁/2=939,7Ч78,75/2=37000 HЧмм

Рисунок 7.2 - Расчетная схема вала червяка

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников:

S₁=eP_r1=506,20,68=344,2 (H);

S₂=eP_r2=998,10,68=678,7 (H),

где для подшипников шариковых радиально-упорных коэффициент осевого нагружения e=0,68.

В нашем случае S₁S₂; P_a1=F_aS₂-S₁; тогда

P_a1=S₁=344,2(H); P_a2=S₁+F_a1=344,2+2936,5=3280,7 (H).

Рассмотрим первый подшипник:

P_a1/ P_r1=268,4/394,7=0,68 = e; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

P_э1= P_r1VK_бК_Т=506,21,3=658,1(Н),

где по табл.9.19 для приводов цепных конвейеров К_б=1,3. КоэффициентыV=1 и К_т=1.

Долговечность определяем по более нагруженному второму подшипнику.

Рассмотрим второй подшипник.

Отношение P_a2/ P_r2=3280,7/998,1=3,29е, поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой.

Определяем эквивалентную нагрузку:

(Н),

гдеи.

Расчетная долговечность, млн. об.:

Расчетная долговечность:

Принимаем подшипник радиально упорный однорядный средней узкой серии 46308 ГОСТ 831-75

Выходной вал:

XZ:

Ft₂Ч(l₂/2)-Rz₄Чl₂-Fr₅Ч(l₂+l₃)=0

Rz₃Чl₂-Ft₂Ч(l₂/2)-Fr₅Чl₃=0

Rz₄=(Ft₂Ч(l₂/2)-Fr₅Ч(l₂+l₃))/l₂=(2936,5Ч(120/2)-1558,8Ч(120+67))/120=

=-1040H

Rz₃=(Ft₂Ч(l₂/2)+Fr₅Чl₃)/l₂=(2936,5Ч(120/2)+1558,8Ч67)/120=2417,7H

Проверка

Rz₃+Rz₄+Fr₅-Ft₂=2417,7-1040+1558,8-2936,5=0

YX:

Ry₃Чl₂+Fr₂Ч(l₂/2)-Fa₂Ч(d₂/2)+Ft₅Чl₃=0

-Ry₄Чl₂-Fr₂Ч(l₂/2)-Fa₂Ч(d₂/2)+Ft₅Ч(l₂+l₃)=0

Ry₄=(-Fr₂Ч(l₂/2)-Fa₂Ч(d₂/2)+Ft₅Ч(l₂+l₃))/l₂=(-1068,8Ч(120/2)-

-939,7Ч(315/2)+4282,4Ч(120+67))/120=4905,7H

Ry₃=(-Fr₂Ч(l₂/2)+Fa₂Ч(d₂/2)-Ft₅Чl₃)/l₂=(-1068,8Ч(120/2)+939,7Ч(315/2)-

-4282,4Ч67)/120=-1692,1H

MZ:

Mz₁=0

Mz₂=-Ry₃Чl₂/2=1692,1Ч120/2=101526

Mz₃=-Ry₃Чl₂/2+Fa₂Чd₂/2=1692,1Ч120/2+939,7Ч315/2=249528,8

Mz₄=Mz₅=-Ry₃Чl₂-Fr₂Чl₂/2+Fa₂Чd₂/2=1692,1Ч120-

-1068,8Ч120/2+939,7Ч315/2=286926,8

Mz₆=-Ry₃Ч(l₂+l₃)-Fr₂Ч(l₂/2+l₃)+Fa₂Чd₂/2-Ry₄Чl₃=1692,1Ч(120+67)-1068,8Ч(120/2+67)+939,7Ч315/2-2986,5Ч67=128592,4

MY:

My₁=0

My₂=My₃=Rz₃Чl₂/2=2417,7Ч120/2=145062

My₄=My₅=Rz₃Чl₂=2417,7Ч120=290124

My₆=Rz₃Ч(l₂+l₃)+Rz₄Чl₃=2417,7Ч(120+67)-1040Ч67=382429,9

T:

T=T₂=Ft₂Чd₂/2=2936,5Ч315/2=462498,8

Рисунок 7.3 - Расчетная схема вала червячного колеса

Суммарные реакции:

P₃===2951H

P₄===5014,7H

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

S₃=0.83eP_r3=0.83•29510,41=1004,2 (H);

S₄=0.83eP_r4=0.83•5014.70,41=1706,5 (H),

где для подшипников роликовых коэффициент осевого нагружения e=0,41.

В нашем случаеS₃S₄; P_a3=F_a2S₄-S₃; тогда

P_a3=S₃=1004,2(H); P_a4=S₃+F_a2=1004,2+939,7=1943,9 (H).

Рассмотрим третий подшипник:

P_a3/ P_r3=1004,2/2951=0,34< e; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

P_э3= P_r3VK_бК_Т=29511,3=3836,3(Н), где по табл.9.19 для приводов цепных конвейеров К_б=1,3. Коэффициенты V=1 и К_т=1.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим четвертый подшипник.

Отношение P_a4/ P_r4=1943,9/5014,7=0,39<е, осевую нагрузку не учитываем.

Определяем эквивалентную нагрузку:

P_э4= P_r4VK_бК_Т=5014,71,3=6519,1(Н),

где по табл.9.19 для приводов цепных конвейеров К_б=1,3. Коэффициенты V=1 и К_т=1.

Расчетная долговечность, млн. об.:

Расчетная долговечность:

Принимаем роликоподшипник конический однорядный 7211 ГОСТ 333-79 легкой серии.

Расчет вала привода

ZX:

-Fr₅Чl₄+Ft_звЧ(l₅/2)-Rz₆Чl₅=0

-Fr₅Ч(l₄+l₅)+Rz₅Чl₅-Ft_звЧ(l₅/2)=0

Rz₅=(Fr₅Ч(l₄+l₅)+Ft_звЧ(l₅/2))/l₅=(1558,8Ч(65+100)+6000Ч(100/2))/100=

=5572,02Н

Rz₆=(-Fr₅Чl₄+Ft_звЧ(l₅/2))/l₅=(-1558.8Ч65+6000Ч(100/2))/100=1986,78H

Проверка

-Fr₅+Rz₅-Ft_зв+Rz₆=-1558,8+5572,02-6000+1986,78=0

YX:

Ft₅Чl₄-Ry₆Чl₅=0

Ft₅Ч(l₄+l₅)+Ry₅Чl₅=0

Ry₅=(-Ft₅Ч(l₄+l₅))/l₅=(-4282,4Ч(65+100))/100=-7065,96H

Ry₆=(Ft₅Чl₄)/l₅=(4282,4Ч65)/100=2783,56Н

My:

My₁=0

My₂=My₃=-Fr₅Чl₄=-1588,8Ч65=-10327,2

My₄=My₅=-Fr₅Ч(l₄+l₅/2)+Rz₅Ч(l₅/2)=-1588,8Ч(65+100/2)+

+5572,02Ч(100/2)=95889

My₆=-Fr₅Ч(l₄+l₅)+Rz₅Чl₅-Ft_звЧ(l₅/2)=-1588,8Ч(65+100)+5572,02Ч100-

-6000Ч(100/2)=-4950

MZ:

Mz₁=0

Mz₂=Mz₃=Ft₅Чl₄=4282,4Ч65=2783456

Mz₄=Mz₅=Ft₅Ч(l₄+l₅/2)+Ry₅Ч(l₅/2)=4282,4Ч(65+100/2)-7065,96Ч

Ч(100/2)=139178

Mz₆=Ft₅Ч(l₄+l₅)+Ry₅Чl₅=4282,4Ч(65+100)-7065,96Ч100=0

Рисунок 7.4 - Расчетная схема вала звездочки

Суммарные реакции:

P₅===8998,62H

P₆===3419,87H

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников:

S₅=eP_r5=8998,620,68=6119,1 (H);

S₆=eP_r6=3419,870,68=2325,51 (H),

где для подшипников шариковых радиально-упорных коэффициент осевого нагружения e=0,68.

В нашем случае S₅>S₆; тогда

P_a5=S₅=6119,1(H); P_a6=S₆+F_a6=2325,51+0=2325,51 (H).

Рассмотрим пятый подшипник:

P_a5/ P_r5=6119,1/8998,62=0,68=e; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

P_э5= P_r5VK_бК_Т=8998,621,3=11698,2(Н),

где по табл.9.19 для приводов цепных конвейеров К_б=1,3. Коэффициенты V=1 и К_т=1.

Долговечность определяем по более нагруженному пятому подшипнику.

Расчетная долговечность, млн. об.:

Расчетная долговечность:

Принимаем подшипник радиально упорный однорядный легкой узкой серии 36214 ГОСТ 831-75

Принимаем следующие конструкции валов:

Рисунок 7.5 - Конструкции валов привода

8. Уточненный расчет валов

Входной вал:

Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость).

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка

Стрела прогиба

.

Допускаемый прогиб .

Таким образом, жесткость обеспечена, так как

По табл. 3.3 (Сталь 40Х) среднее значение .

Крутящий момент Т=37•10³ Н•мм.

Момент сопротивления кручению (d=32 мм, b=10 мм, t=5 мм)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

.

М=2,5Чl/2=2,5••50/2=12022Н•мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

По табл. 8.5 и 8.8 определяем коэффициенты:

; ; ; ; ; .

Определим коэффициенты запаса прочности:

;

.

Общий коэффициент запаса прочности:

; .

Условие выполнено.

Выходной вал

По табл. 3.3 (Сталь 40Х) среднее значение .

Крутящий момент Т=462,5•10³ Н•мм.

Момент сопротивления кручению (d=50 мм, b=14 мм, t=6 мм)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

.

М=2,5Чl/2=2,5••80/2=88410Н•мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

По табл. 8.5 и 8.8 определяем коэффициенты:

; ; ; ; ; .

Определим коэффициенты запаса прочности:

;

.

Общий коэффициент запаса прочности:

; .

Условие выполнено.

Вал звездочки

По табл. 3.3 (Сталь 40Х) среднее значение .

Крутящий момент Т=1230,25•10³ Н•мм.

Момент сопротивления кручению (d=75 мм, b=20 мм, t=7,5 мм)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

.

М=2,5Чl/2=2,5••70/2=97052Н•мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

По табл. 8.5 и 8.8 определяем коэффициенты:

; ; ; ; ; .

Определим коэффициенты запаса прочности:

;

.

Общий коэффициент запаса прочности:

; .

Условие выполнено.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от вала электродвигателя к валу червяка.

Диаметр вала . Сечение и длина шпонки , глубина паза . Момент .

Напряжение смятия

.

Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от червячного колеса к валу червячного колеса.

Диаметр вала . Сечение и длина шпонки , глубина паза . Момент .

Напряжение смятия

.

Условия удовлетворены

Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от вала червячного колеса к шестерне.

Диаметр вала . Сечение и длина шпонки , глубина паза . Момент .

Напряжение смятия

.

Условия удовлетворены

Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от зубчатого колеса к валу звездочки.

Диаметр вала . Сечение и длина шпонки , глубина паза . Момент .

Напряжение смятия

.

Условия удовлетворены

Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от вала звездочки к звездочке.

Диаметр вала . Сечение и длина шпонки , глубина паза . Момент .

Напряжение смятия

.

Условия удовлетворены

10. Подбор муфты

Для заданного привода принимаю муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75, так как диаметр заданной муфты отвечает диаметру выходного вала червяка:

Рисунок 10.1 - Эскиз принятой муфты

Поскольку данная муфта была принята из условия монтажа, а диаметр выходного конца вала значительно увеличен, то проверка ее на прочность не требуется (Т_муфти=250Н•м, при n_муфти=3800 об/мин; Т₁=37Н•м при n₁=1455 об/мин)

11. Посадки основных деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10.13.

Посадка червячного колеса на вал: Н7/r6.

Посадка муфти: Н7/к6.

Посадка зубчатого колеса на вал: Н7/р6.

Посадка звездочки привода: H7/js6.

Шейки валов под подшипники выполнить с полем допуска вала к6.

Поля допусков отверстий под наружные кольца по Н7.

12. Выбор сорта масла

Устанавливаем вязкость масла согласно таблице 10.9. Для червячной передачи с контактным напряжением =143,81 МПа, и скоростью скольжения v_s=6,23 м/с, согласно таблице 10.10, оптимальным является авиационное масло МС-14 с вязкостью 14•10^-6 м²/с.

Размещено на Allbest.ru