Привод ленточного транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное автономное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

Кафедра «Детали машин»

Курсовой проект

Привод ленточного транспортера

Екатеринбург 2016

Содержание

Задание на проектирование

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Расчет клиноременной передачи

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Выбор подшипников качения и их проверочный расчет

8. Проверка прочности шпоночных соединений на смятие

9. Уточненный расчет валов

10.Смазка

11.Сборка редуктора

Литература

Задание на пректирование

На курсовой проект по курсу "Детали машин и основы проектирования" для студентов ММЗ 240057д (заочное)

Привод ленточного транспортера 1) двигатель; 2) клиноременная передача; 3) редуктор горизонтальный цилиндрический прямозубый; 4) муфта зубчатая; 5) барабан конвейера

На схеме приведен график изменения нагрузки на конвейер.

Скорость ленты - постоянная.

Таблица 1

F, кН	D, м	V, м/c	Режим работы	Срок службы, лет	kгода	kсуток	ПВ%
2,6	0,20	3,50	Тяжелый	5	0,60	0,90	40

n_вых= 60V/D/р = 60·3.5/0.2/3.1416 =334.2 об/мин

частота вращения выходного вала;



P_вых= F·V= 2.6·3.5 = 9.1 кВт

мощность на выходном валу;

t = 5(3650.6)(240.9) 24000 часам

время работы редуктора за пять лет при суточном коэффициенте использования Кс=0.9 и годовом коэффициенте использования Кг=0.6.

Нагрузка близкая к постоянной. Режим работы тяжелый. Привод нереверсивный.

Допускаемое отклонение скорости ленты 4%.

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или черничных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Кинематические схемы и общие виды наиболее распространенных типов редукторов представлены на рис. 1 и рис. 2. На кинематических схемах буквой "Б" обозначен входной (быстроходный) вал редуктора, буквой "Т" - выходной (тихоходный).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Одноступенчатые цилиндрические редукторы

Из редукторов рассматриваемого типа наиболее распространены горизонтальные (рис. 1.1).

Рис. 1.1 Одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами:

Вертикальный одноступенчатый редуктор показан на рис. 1.2.

Рис. 1.2 Одноступенчатый вертикальный редуктор с цилиндрическими колесами:

Как горизонтальные, гак и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже - сварными стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора по ГОСТ 2185 - 66 u_max=12,5. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением u. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь u<6.

Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т. д.).

редуктор электродвигатель передача шпоночный

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По таблице 1.1 [1, с.5] примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес ₃=0.98 [1, табл. 1.1]; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, _п=0.99 [1, табл. 1.1]; КПД ременной передачи _р= 0.96; КПД зубчатой муфты _м= 0.995.

Общий КПД привода =_зрп²_м = 0.980.960.99³0.995 = 0.908.

Мощность на выходном валу привода P_вых = 9.1 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

кВт.

В табл. П.1 [1, с.390] по требуемой мощности Р_тр = 10.02 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А132M4, с параметрами Р_дв = 11.0 кВт и скольжением 2.7 % (ГОСТ 19523-81).

Номинальная частота вращения двигателя n_дв=150040=1460 об/мин, а угловая скорость

_дв= рад/с.

Возможные значения частных передаточных отношений для одноступенчатого прямозубого редуктора i_Р=26 и для ременной передачи i_рем = 14; i_общ = i_Рi_рем = 424.

Угловая скорость выходного вала равна

_вых = рад/с.

Проверим общее передаточное отношение:

.

Частные передаточные числа можно принять: для прямозубого редуктора по ГОСТ 2185-66 [1, с.36] u_Р = 4, тогда для ременной передачи

i_рем = u_рем =.

Частоты вращения и угловые скорости валов привода

Вал дв-ля (1)	n1=nдв=1460 об/мин	1=дв=152.9 рад/с
Ведущий вал редуктора (2)	об/мин	рад/с
Ведомый вал привода (3)	nвых=334.2 об/мин	вых=35 рад/с

Мощность на ведущем валу привода

Р₁ =10.02 кВт.

Мощность на ведущем валу редуктора

кВт.

Вращающие моменты:

на ведущем валу привода



Нмм;

на ведущем валу редуктора

Нмм;

на ведомом валу привода

Нмм.

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3.3) [1, с.34]: для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость HB 230; для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - HB 200 [1, с.34].

Допускаемые контактные напряжения

,

где _{H lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1, с.34] для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее HB 350 и термообработкой (улучшением)



_{H lim b}=2HB+70;

K_HL- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL=1; [s_Н]=1.1 [1, с.33].

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[_H]=0.45([_H1]+ [_H2]);

для шестерни

МПа;

для колеса

428 МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[_Н]=0.45(482+428)=410 МПа.

Требуемое условие [_Н] 1.23[_Н2] выполнено.

Коэффициент, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны ременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1 [1, c.32], как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Н=1.25.

Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

[1, c.36].

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм,

где для прямозубых колес К_а=49.5, а передаточное число нашего редуктора u = u_p = 4.

Близкое значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = 200 мм [1, c.36].

Модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m=(0.010.02)a_w=(0.010.02)200 =24 мм;

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 4 мм [1, c.36].

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

z₂=z₁u=204 = 80; z₁+z₂ = 20 + 80 = 100.

Принимаем z₁=20; z₂ = 80.

Передаточное число редуктора не изменится и станет равным

т.е. совпадает с номинальным значением.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

мм;

мм;

Проверка:

мм;

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m=80.00+24=88.00 мм;

d_a2=d₂+2m=320.00+24=328.00 мм;

ширина колеса

b₂=_baa_w=0.2200 = 40 мм;

ширина шестерни

b₁= b₂+6 мм = 46 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:



.

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости следует принять 9-ю степень точности [1, c.32].

Коэффициент нагрузки

K_H=K_HK_H K_HV.

Значения K_H даны в табл. 3.5 [1, c.39]; при _bd=0.58, твердости НВ350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведущего вала от ременной передачи K_H=1.14.

При расчете прямозубых передач на контактную выносливость коэффициент распределения нагрузки K_H = 1.

По табл. 3.6 [1, c.40] для прямозубых колес при V5 м/с имеем K_HV= 1.12.

Таким образом,

K_H = 1.1411.12 = 1.28.

Проверка контактных напряжений по формуле Герца:

_H Н/мм²,

что меньше [_Н] = 410 МПа.

Расчет считается удовлетворительным, если

что менее допускаемой недогрузки в 15% [1, c.62].

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

F_t= H;

радиальная

F_r = Н.

Здесь =20 угол зацепления в нормальном сечении.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки

K_F= K_F K_FV [1, c.42].

По табл. 3.7 [1, c.43] при _bd=0.58, твердости HB350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_F=1.08. По табл. 3.8 [1, c.43] K_FV=1.50. Таким образом, коэффициент K_F=1.081.50=1.62; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_V:

у шестерни 20;

у колеса 80. Тогда

Y_F1=4.07 и Y_F2=3.6 [1, c.42].

Допускаемое напряжение

.

По табл. 3.9 [1, c.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB350 =1.8HB.

Для шестерни =1.8320=415 MПа; для колеса =1.8200=360 MПа.

[S_F]= [S_F] [S_F] - коэффициент безопасности,

где [S_F] = 1.75 по табл. 3.9 [1, c.44], [S_F]=1 (для поковок и штамповок). Следовательно [S_F]= 1.75. .

Допускаемые напряжения:

для шестерни

МПа;



для колеса

МПа.

Находим отношения :

для шестерни

МПа;

для колеса

МПа.

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

Проверяем прочность зуба колеса

MПа [_F2]=206 МПа.

Условие прочности выполнено.



3. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Р₁= 10.02 кВт; частота вращения ведущего шкива n₁=1460 об/мин; передаточное отношение i_рем = u_рем = 1.09 скольжение ремня =0.015.

По номограмме на рис 7.3 [1, c.134] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁=1460 об/мин и передаваемой мощности Р₁=10.02 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

Вращающий момент на ведущем шкиве Нмм;

Диаметр меньшего шкива [1, c.130]

мм,.

Согласно табл. 7.8 [1, c.133] с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем d₁=200 мм.

Диаметр большего шкива

d₂=i_pемd₁(1)=1.09200(1-0.015)=214.7 мм.

Принимаем d₂ = 215 мм [1, c.133].

Уточняем передаточное отношение

При этом угловая скорость ведомого шкива будет

рад/с.

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету, %, что менее допускаемых 4%.

Окончательно принимаем диаметры шкивов d₁=200 мм и d₂=215 мм.

Скорость ремня

Межосевое расстояние а_р следует принять в интервале [1, c.130]

a_min=0.55(d₁+d₂)+T₀=0.55·(200+215)+10.5 = 238.8 мм;

a_max =2(d₁ + d₂)= 2(200 + 215) = 830 мм,

где Т₀=10.5 мм - высота сечения ремня [1, c.131].

Принимаем предварительно близкое значение а_р=250 мм.

Расчетная длина ремня

мм.

При допустимом числе пробегов ремня в секунду [U]=10 c-¹ расчетная длина ремня

Ближайшее значение по стандарту [1, c.131] L= 1600 мм.

Уточненное значение межцентрового расстояния a_p с учетом стандартной длины ремня L:

w = 0.5(d₁+d₂) = 0.53.14(200+215) = 651.88 мм;

y = (d₂d₁)² = (215200)² = 225;

мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0.01L=0.011600=16 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0.025L=0.0251600=40 мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива

.

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи по табл. 7.10 [1, c.136];

для привода к ленточному конвейеру при постоянной трехсменной работе в тяжелом режиме С_р=1.6.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9 [1, c.135]: для ремня сечения Б при длине L=1600 мм, коэффициент С_L=0.93.

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [1, c.135];

при ₁=178.1 коэффициент С=1- 0.003(180-б₁)=1- 0.003·(180-178.2)0.99.

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче:

предполагая, что число ремней в передаче будет от 3 до 4 , примем С_z=0.80.



Число ремней в передаче

где Р₀ мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт [1, c.133]; для ремня сечения Б для 0, I, II классов, работе на шкиве d₁=200 мм и 1.05<i<1.20 мощность Р₀ = 6.1 кВт;

Принимаем z = 4.

Натяжение ветви клинового ремня

где коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил;

для ремня сечения Б коэффициент [1, c.136].

Тогда

Н.

Давление на валы

Н.

Ширина шкивов В_Ш [1, с.138]

мм

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал редуктора

Учитывая, что на ведущий вал редуктора действует изгибающий момент от натяжения ремней ременной передачи считаем диаметр хвостовика ведущего вала при допускаемом напряжении [_к]=25 МПа.

мм.

Приняли d_в1=25 мм.

Тогда d_п1=30 мм - диаметр вала под подшипниками.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал редуктора

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [_к]=20 МПа. Принимаем сниженное значение допускаемых напряжений в связи с тем, что на ведомом валу привода возможно появление биений и радиальных нагрузок от несоосности валов редуктора и барабана

мм.

Приняли d_в2 =45 мм - диаметр вала под муфту.

d_п2 = 50 мм - диаметр вала под подшипниками.

d_к2= 60 мм - диаметр вала под колесом.

Для соединения концов валов редуктора и рабочей машины примем зубчатую муфту Муфта 1-1000-45-1У2 ГОСТ Р 50895-96 с расточками под d_в2 = 45 мм и крутящим моментом Т_max =1000 Нм [1, c.278].

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса редуктора

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d₁=80.00 мм; d_a1=88.00 мм; b₁=46 мм.

Колесо кованое d₂=320 мм; d_a2=328 мм; b₂=40 мм.

Диаметр ступицы d_ст=1.6d_к2=1.660=100 мм; длина ступицы l_ст=(1.21.5)d_к2= =(1.21.5)60=7290 мм, принимаем l_ст=90 мм.

Толщина обода _о=(2.54)m_n=(2.54)4=1016 мм, принимаем _о = 16 мм.

Толщина диска C=0.3b₂=0.340=12 мм, принимаем С = 12 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

=0.025a_w+1=0.025200+1=6 мм,

принимаем =6 мм (по технологии литья);

₁=0.02a_w+1=0.02200+1=5 мм,

принимаем ₁=6 мм (по технологии литья).

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки b=1.5=1.56=9 мм; b₁=1.5₁=1.56=9 мм;

нижнего пояса корпуса p=2.35=2.356=14 мм; принимаем p=15 мм.

Диаметр болтов:

фундаментных

d₁=(0.030.036)a_w+12=(0.030.036)200+12=1819.2 мм;

принимаем фундаментные болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂=(0.60.075)d₁=(0.60.75) 20=1215 мм;

принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом d₃=(0.50.6)d₁=(0.50.6)20=10.012 принимаем болты с резьбой М10.

7. Проверочный расчет подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем F_t=1758 H; F_r=640 H; d₁=30.00 мм; F_В=1867 H; из компоновки l₁=70 мм, l₂=80 мм.

Определение реакций в опорах подшипников

а) горизонтальная плоскость

- относительно опоры 2;

Н.

- относительно опоры 1;

Проверка:

.

б) вертикальная плоскость

Н.

Строим эпюры по характерным точкам.

Горизонтальная плоскость.

M_С=R_X1l₁=8370.070=58.59 Нм;

M₂= Нм.

Вертикальная плоскость.

M=R_Y1l₁=8580.070=60.06 Нм.

Определяем суммарные радиальные реакции

Н;

Н.

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2.

Намечаем радиальные однорядные шариковые подшипники тяжелой серии 406 ГОСТ 833875 [1, c.393]: d = 30 мм; D = 90 мм; В=23 мм;

С = 47.0 кН и С₀ = 26.7 кН.

Эквивалентная нагрузка P_Э = P_r = 3576 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч,

где n₂ = 1340 об/мин - частота вращения ведущего вала редуктора.

Ведомый вал

Из предыдущих расчетов имеем F_t=1715 H; F_r=624 H; d₂=320 мм; из компоновки l₃=70 мм.

Определение реакций в опорах подшипников

а) горизонтальная плоскость

Н;

б) вертикальная плоскость

Н.

Строим эпюры по характерным точкам

Горизонтальная плоскость.

M_С = R_X4l₃ = 3120.070 = 21.8 Нм;

Вертикальная плоскость.

M = -R_Y3l₃ = -8580.070 = 60.1 Нм.

Определяем суммарные радиальные реакции

Н.



Подбираем подшипники по опоре 4. Намечаем радиальные шариковые подшипники легкой серии 210 ГОСТ 833875 [1, c.395]: d = 50 мм; D = 90 мм; В = 20 мм; С = 35.1 кН и С₀ = 19.8 кН. P_Э = P_r = 913 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч,

где n₃ = 334.2 об/мин - частота вращения ведомого вала.

Расчетная долговечность принятых подшипников больше установленной по ГОСТ 16162-85 и требуемой по заданию [1, c.307].

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия определим по формуле

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [_см]=100120 МПа.

Ведущий вал: d = 25 мм; bh = 87 мм; t₁ = 3.3 мм;

длина шпонки l = 36 мм; момент на ведущем валу T₂ = 68.610³ Нмм;

MПа [_см].

Ведомый вал

Проверяем шпонку под муфтой: d=45 мм; bh = 149 мм; t₁=3.8 мм; длина шпонки l=50 мм; момент на ведомом валу T₃=26010³ Нмм;

МПа [_см].

Проверяем шпонку под колесом d=50 мм; bh=149 мм; t₁=3.8 мм; длина шпонки l = 80 мм (при посадочной длине колеса 90 мм); момент на ведомом валу T₃=26010³ Нмм;

МПа [_см].

Условие _см [_см] выполнено.

9. Уточненный расчет валов

Ведущий вал

Материал вала тот же, что и для шестерни - сталь 45, улучшение. По табл. 3.3 [1, c.34] при диаметре заготовки до 90 мм (d_a1=88.00 мм) среднее значение _в=780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

-₁0.43_в=0.43780=335 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

-₁0.58-₁=0.58335=193 МПа.

Сечение А-А

Диаметр вала в этом сечении 25 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1, c.165]: k=1.78 и k=1.7; масштабные факторы =0.92 и =0.83 [1, c.166]; коэффициенты 0.2 и 0.1 [1, с.163, c.166].

Крутящий момент Т₂ = 68.610³ Нмм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Нмм.



Момент сопротивления кручению (d=25 мм; b = 8 мм; t₁=3.3 мм)

мм³.

Момент сопротивления изгибу

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа;

среднее напряжение .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям



.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

Сечение Б-Б

Концентрация напряжений обусловлена переходом от 25 мм к 30 мм: при и коэффициенты концентрации напряжений k=1.7 и k=1.25 [1, c.163]; масштабные факторы =0.92 и =0.83 [1, c.166].

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Нмм.

Осевой момент сопротивления

мм³.

Полярный момент сопротивления

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений



МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа;

среднее напряжение .

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

.

Сводим результаты проверки в таблицу:

Во всех сечениях S > [S].

Сечение	А-А	Б-Б
Коэффициент запаса s	5.4	6.3

Ведомый вал

Материал вала - сталь 45, нормализованная _в=780 МПа [1, c.35].

Предел выносливости -₁ = 0.43570 = 246 МПа и -₁ = 0.58246 = 142 МПа.

Сечение А-А

Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1, c.165]: k=1.78 k=1.7; масштабные факторы = 0.85 и = 0.73 [1, c.166]; коэффициенты 0.2 и 0.1 [1, с.163, c.166].

Крутящий момент Т₃=26010³ Нмм.

Момент сопротивления кручению (d = 45 мм; b=14 мм; t₁=3.8 мм)

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А.

Сечение Б-Б

Концентрация напряжений обусловлена переходом от 45 мм к 50 мм: при и коэффициенты концентрации напряжений k=2.65 и k=1.66 [1, c.163]; масштабные факторы =0.85 и =0.73 [1, c.166].



Осевой момент сопротивления

мм³.

Полярный момент сопротивления

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения ББ.

Сечение В-В

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом [1, c.166] d_п=50 мм; и ; принимаем =0.2 и =0.1.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости ;

изгибающий момент в вертикальной плоскости .



Осевой момент сопротивления

мм³.

Полярный момент сопротивления

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В

.

Сечение Г-Г

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1, c.165]: k=1.79 и k=1.7; масштабные факторы =0.82 и =0.7; d=60 мм; b=18 мм; t₁=4.4 мм; коэффициенты 0.2 и 0.1 [1, с.163, c.166].

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости Нмм;

изгибающий момент в вертикальной плоскости Нмм;

суммарный изгибающий момент в сечении ГГ

Нмм.

Момент сопротивления кручению (d=60 мм; b=18 мм; t₁=4.4 мм)

мм³.

Момент сопротивления изгибу

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа;

среднее напряжение .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения ГГ

.

Сводим результаты проверки в таблицу:

Во всех сечениях S > [S].

Сечение	А-А	Б-Б	В-В	Г-Г
Коэффициент запаса s	7.6	13.9	11.3	1.7

10. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0.25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V=0.2510.022.5 дм³.

По табл. 10.8 [1, c.253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях _H=367 МПа и скорости v=5.61 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 2810-⁶ м²/с. По табл. 10.10 [c.253] принимаем масло индустриальное И- 30А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 [1, c.203], периодически пополняем его закладкой во время текущих и плановых ремонтов.

11. Сборка редуктора

1. Собираем узел ведущего вала.

а) надеваем на ведущий вал разбрызгиватели и мазеудерживающие кольца;

б) напрессовываем на ведущий вал подшипники, предварительно нагретые в масле до 70⁰ С.

2. Собираем узел ведомого вала.

а) вкладываем шпонку в паз ведомого вала;

б) напрессовываем на ведомый вал предварительно нагретое в масле до 70⁰ С зубчатое колесо;

в) надеваем на ведомый вал мазеудерживающие кольца;

г) напрессовываем на ведомый вал подшипники, предварительно нагретые в масле до 70⁰ С.

3. Вкладываем собранные узлы ведущего и ведомого валов в корпус редуктора, закрываем крышку, забиваем штифты и обтягиваем разъем корпуса.

6. Закрываем крышки подшипниковых узлов, предварительно установив наборы регулировочных прокладок и вложив мазь в камеры подшипниковых узлов.

7. Обтягиваем крышки подшипниковых узлов.

8. Устанавливаем шпонки, смотровой лючок, маслоуказатель, пробку сливного отверстия.

9. Заливаем масло в редуктор.

10. После приработки редуктор готов к эксплуатации.

Литература

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский и др. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. -416 с.: ил.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru