Размещено на http://www.allbest.ru/

РЕФЕРАТ

Курсовая работа выполнена студентом 2 курса …….. группы АЭФ факультета ……Ф.И.О.……..

Цель работы состояла в том, чтобы спроектировать приводную станцию к …….., предназначенному для ……….

Были выполнены расчеты: кинематический и энергетический, цилиндрической передачи, плоскоременной (цепной ,……) передачи, валов редуктора, подшипников, муфты, шпоночных соединений……

Курсовая работа содержит пояснительную записку и графическую часть. Графическая часть состоит из чертежа формата А1 (чертеж редуктора) и двух чертежей формата А3 (ведомый вал редуктора, зубчатое колесо).

Пояснительная записка содержит 3… листов текста, ….. листов приложений (спецификации редуктора - два листа).

Ключевые слова: РЕДУКТОР, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, ПЛОСКОРЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ВАЛ, ПОДШИПНИК, ШПОНКА, МУФТА, ПРОЧНОСТЬ, ВЫНОСЛИВОСТЬ.

ВВЕДЕНИЕ

Редуктор -- механизм, передающий и преобразующий крутящий момент, с одной или более механическими передачами. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Очень широко используются понижающие редукторы, так как частота вращения двигателей обычно достаточно высока и её необходимо уменьшать.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается одноступенчатый зубчатый горизонтальный цилиндрический прямозубый редуктор.

Механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару, называют зубчатой передачей. Меньшее из колес передачи принято называть шестерней, а большее - колесом. Термин «зубчатое колесо» является общим. При одинаковых размерах колес шестерней называют ведущее зубчатое колесо.

Подшипники служат опорами для валов, они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются шариковые радиальные подшипники..????, которые воспринимают радиальную нагрузку в зубчатой цилиндрической передаче.

СОДЕРЖАНИЕ

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ

2. РАСЧЁТ ПЛОСКОРЕМЕНННОЙ ПЕРЕДАЧИ

3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

4. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

5. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

6. ВЫБОР МУФТЫ

7. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

8. ПОДБОР ПОСАДОК ДЛЯ СОПРЯЖЕННЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ

9. ВЫБОР СМАЗКИ

ЛИТЕРАТУРА

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ

Для расчета параметров приводную станцию к горизонтальному шнековому смесителю-дробильщику зерновых компонентов используем следующие исходные данные:

Мощность, затрачиваемая на техпроцессРт = …. кВт;

Частота вращения технологического валаnт = …. мин-1;

Вид гибкой передачиременная;

Режим работывесьма тяжелый;

Срок службы приводной станцииLh = 6?103 часов.

Кинематическая схема привода приведена на рисунке 1.1.

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема приводной станции к передвижному вибратору для снятия фруктов путем встряхивания плодовых культур на карликовых подвоях.

Определение общего КПД привода.

Для определения общего кпд привода используем формулу:

;

где - кпд клиноременной передачи. Принимаем по таблице 1.1. [1];

- кпд косозубой цилиндрической передачи. Принимаем по таблице 1.1. [1];

- кпд пары подшипников. Принимаем по таблице 1.1. [1];

- кпд муфты соединительной. Принимаем по таблице 1.1. [1];

N - число пар подшипников. На основании кинематической схемы приводной станции принимаем N = 2.

При подстановке в формулу получим:

Определение требуемой мощности двигателя.

Требуемую мощность электродвигателя определяем по формуле:

;

где - мощность, затрачиваемая на техпроцесс. На основании исходных данных (кВт);

После подстановки получим:

=… (кВт)

Определение требуемой частоты вращения электродвигателя.

Передаточное число приводной станции:

где nэлд - частота вращения вала двигателя, мин-1.

С другой стороны: uприв = uрем.• uзуб.,

где uред - передаточное число редуктора.

uцеп - передаточное число цепной передачи.

Записываем:

uприв = = uрем • uзуб.

Выбираем электродвигатель марки М100L4У3 с мощностью

Рэлд.= 4,0 кВт, частотой вращения вала nэлд = 1430 мин-1 и диаметром выходного конца вала d = 28 мм. Затем уточняем передаточное число привода:

Разбиваем передаточное число привода по ступеням. Принимаем передаточное число ременной передачи uрем=…., тогда передаточное число зубчатой передачи:

Определяем частоту вращения валов привода.

Частота вращения ведомого шкива ременной передачи:

nвх = nэлд = 950 мин-1;

Частота вращения входного вала редуктора:

мин-1;

Частота вращения выходного вала редуктора:

nвых = мин-1

Определяем мощность на валах привода.

Мощность на ведущем шкиве передачи:

кВт;

Мощность на входном валу редуктора (на валу шестерни):

кВт;

Мощность на выходном валу редуктора:

кВт;

Рассчитываем вращающие моменты на валах редуктора:

На входном валу:

Н•м;

На выходном валу:

 Н•м;

Ориентировочный расчёт валов редуктора:

Диаметр выходного конца входного вала редуктора:

мм;

где принимаем = 25 МПа - допускаемое напряжение на кручение для материала вала;

Диаметр выходного вала под зубчатым колесом:

мм;

Принимаем = 46 мм

2. РАСЧЁТ ПЛОСКОРЕМЕНННОЙ ПЕРЕДАЧИ

параметров ременной передачи используем следующие исходные данные:

Мощность на ведущем шкивеР1 = ….Вт;

Частота вращения ведущего шкиваn1 = …. мин-1;

Передаточное число ремённой передачи u = …..

Угол наклона передачи к горизонту и = 0 град.

Назначаем тип ремня: прорезиненный.

Механические характеристики плоско прорезиненного ремня;

кг/м3 - плотность материала ремня.

МПа - приведенный модуль продольной упругости материала ремня;

МПа - напряжение то предварительного натяжения ремня;

МПа - допускаемое напряжение на растяжение для ремня.

Для определения диаметра шкивов используем формулу:

(мм)

В соответствии с ГОСТ 17383-73, приведенном на стр. 120 [2] принимаем d1 = 100 мм.

Определение диаметра ведомого шкива производим по формуле:

;

При подстановке получим:

(мм)

В соответствии с ГОСТ 17383-73 принимаем ближайшее значение к полученному при вычислениях d2 = 280 мм по стр. 120 [2].

Определение межосевого расстояния.

Для определения данного параметра ременной передачи применяем формулу:

(мм);(2.3)

Определение расчетной длины ремня.

При определении данного параметра передачи используем формулу:

;

(мм)

Необходимо учитывать, что ремни имеют стандартный ряд длин, приведенных в табл. 7.7. [2]. Исходя из полученного расчетного значения принимаем ближайшее значение из этого ряда L = 1400 мм.

Уточнение межосевого расстояния.

Уточнение межосевого расстояния производим на основании принятой стандартной длины ремня, с использованием формулы:

Определяем толщину ремня:

мм

Определение угла обхвата меньшего шкива и скорости ремня.

Угол обхвата определяем по формуле:

(2.8)

Линейная скорость ремня определяется по формуле:

(м/с)

Определение допускаемое полезное напряжение в ремне.

Для определения допускаемого полезного напряжения используем формулу:

Мпа;

где - коэффициент угла обхвата малого шкива.

- коэффициент, учитывающий режим работы.

- коэффициент центробежных сил = 1,04

- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона передачи к горизонту и способ натяжения ременной передачи. Принимаем при горизонтальном расположении передачи = 1;

Определение ширины ремня.

Для определения ширины ремня используем формулу:

мм

Полученное значение ширины ремня B согласовываем со стандартным, принимаем B=90 мм

Определение окружного усилия.

Для определения окружного усилия, действующего на ведущем шкиву используем формулу:

(Н)

Площадь поперечного сечения определяем по формуле:

мм2

Определение прочности ремней.

Выполняем проверочные расчёты прочности ремней. Рассчитываем наибольшее напряжение в ведущей ветви ремня в месте налегания на малый шкив по формуле:

Проверяем условную долговечность ремня, считаем число пробегов ремня в секунду по формуле:

c-1

где V - линейная скорость ремня. По расчетам V = 4,97 м/с;

- длина ремня. По расчету = 1,4 м.

Анализируя полученный результат, можно сделать вывод, что ремень, используемый в данной ременной передачи обладает определенным запасом долговечности.

Определяем нагрузку на вал по формуле:

Н

Уточняем действительное передаточное число ременной передачи по формуле:

3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Для расчета цилиндрической передачи необходимы следующие исходные данные:

P2 = 2850 Вт - мощность на колесе цилиндрической передачи;

n2 = 60,5 мин-1 - частота вращения колеса;

uцил. = 5,6 - передаточное число цилиндрической передачи;

в = 0 - угол наклона;

Lh = 6000 ч - срок службы передачи;

РР - ВТ (весьма тяжелый) режим работы передачи;

Назначаем коэффициенты:

KH = 1,3 - коэффициент нагрузки при контактных расчетах;

KF = 1,4 - коэффициент нагрузки при расчетах на изгиб.

Выбираем коэффициенты эквивалентности режима работы:

K?H = 0,5 - контактная прочность;

K?F = 0,3 - прочность по изгибу;

Для изготовления зубчатых цилиндрических колес используем материал - сталь 40Х.

Назначим твердость рабочих поверхностей зубьев:

HB1 = 300 - для шестерни;

HB2 = 250 - для колеса;

Определяем коэффициент влияния твердости на контактную и изгибную выносливость: KуH = 2, так как твердость HB? 350.

Принимаем базовое число циклов контактных испытаний - NH lim=2•107;

Принимаем базовое число циклов испытаний на изгиб - NF lim=4•106;

Выбираем механические характеристики материала:

уT1(2) = 650 МПа - предел текучести;

уB2 = 900 МПа - предел прочности для материала шестерни;

уB2 = 800 МПа - предел прочности для материала колеса;

Рассчитываем коэффициент ширины по межосевому расстоянию в оптимальном диапазоне:

0,1.

Определяем допускаемое напряжение контактной выносливости с учетом срока службы и режима работы:

Для шестерни

Для колеса

Определяем допускаемое напряжение выносливости на изгиб с учетом срока службы и режима работы:

Для шестерни

Для колеса

Определяем межосевое расстояние передачи, удовлетворяющее контактной выносливости по формуле:



Принимаем межосевое расстояние передачи аw= 160 мм.

Определяем ширину поля зацепления

Принимаем: bw = 60 мм.

Рассчитываем модуль зацепления, согласуя его со стандартным:

Рассчитываем число зубьев колес:

Число зубьев шестерни:

Принимаем Z1 = 20.

Число зубьев колеса:

Определяем геометрические размеры зубчатых колес.

Межосевое расстояние делительное рассчитывается по формуле:

Делительные диаметры зубчатых колес по формуле:

Для шестерни:

Колеса:

.

Начальные диаметры зубчатых колес рассчитаем по формуле:

Шестерни:

Колеса:

Внешние диаметры зубчатых колес:

Так как рассчитываем зубчатые колеса, нарезанные без смещения режущего инструмента, коэффициенты смещения x1 = x2 = 0 и коэффициент уравнительного смещения ДY = 0;

03.48.07.01.00.000.ПЗ

Внешний диаметр шестерни:

Внешний диаметр колеса:

Рассчитаем диаметры окружностей впадин:

Определяем окружную скорость и силовые компоненты в зацеплении по формуле: приводной станция редуктор смазывание

Окружная сила по формуле:

Определим радиальную силу:

Осевая сила находится по формуле:

;

Fa = 0, так как угол наклона зуба в = 0.

Выполняем проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости.

Расчетные контактные напряжения по формуле:

=602МП

Расчетные напряжения изгиба, МПа, по формуле:

Определяем приведенного числа зубьев:

для шестерни:

для колеса:

Расчетные напряжения изгиба для шестерни:



Расчетные напряжения изгиба для колеса:

Эскизная компоновка редуктора

4. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

РАСЧЕТ ВЕДУЩЕГО ВАЛА

Расчет ведущего вала осуществляем на основании исходных данных:

вращающий момент на ведущем валуТвал = …Н?м

частота вращения ведущего валаn1 = …. мин -1

нагрузки действующие на данный вал в зацеплении

Ft1=…. Н

Fr1=…… Н

нагрузка на вал от ременной передачиFр=….. Н

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ

Определение диаметра выходного конца вала.

При определении данного параметра используем выражение:

;

где Т1 - крутящий момент на ведущем валу, Н?м

[ф]кр - допускаемое напряжение на кручение для стали Ст40Х принимаем [ф]кр = 60 МПа по стр. 160 [2];

При подстановке числовых значений получим:



Исходя из полученного числового значения и в соответствии со стандартным рядом значений стр.161 [2] принимаем dв = 34 мм.

Определение реакций в опорах.

Плоскость y-x:

Из выражения (4.3) находим неизвестную реакцию:

Из выражения находим неизвестную реакцию:



Плоскость z-x:

Из выражения находим неизвестную реакцию:

Из выражения находим неизвестную реакцию:

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Значения изгибающих моментов в точках сечений определяем по выражениям:

В т. 1, 4: Мх=0; Мz=0

В т. 2: Мх=0; Мz1= Fр?40 =545?60 = 21800 (Н•мм)

В т. 3: Мz1= RBz?40 = -156?40 = -6240 (Н•мм)

МX1= RCy?40 = 205,5?40=8220 (Н•мм)

Построение эпюры изгибающих моментов на плоскости x-y приведено на рисунке 5.1.(А).

Построение эпюры изгибающих моментов на плоскости z-x приведено на рисунке 5.1.(Б).

Построение эпюры крутящих моментов приведено на рисунке .1.(В).

Определение суммарного изгибающего момента

Для определения значения суммарного изгибающего момента используем выражение:

(5.12)

Определение эквивалентного изгибающего момента

Для определения данного числового значения применяем формулу:

(5.13)

Определение диаметра вала в рассматриваемом или опасном сечении

Для определения диаметра вала в опасном сечении применяем формулу:

;

где [у-1]изг - допускаемые напряжения на изгиб. При симметричном цикле для стали Ст40Х принимаем [у-1]изг= 60 МПа.

Подставив числовые значения в формулу получим:

Суммарные радиальные нагрузки подшипников:



ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВЕДУЩЕГО ВАЛА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ

Для изготовления вала используем сталь Ст40Х, термообработка - улучшение, предел выносливости у в=900 МПа, предел текучести у m=750 МПа

На ведущем валу два опасных сечения - 2 и 3.

Рассмотрим сечение 3: М?=10,32 Н•м, T=26.6 Н•м, d=16 мм.

Источник концентраций напряжений - посадка подшипника на вал.

Определим пределы выносливости материала вала:

при изгибе:

у -1=0.35•ув+(70…120)=0.35•900+(70…120)=385 … 435 МПа

Принимаем у -1=390 МПа.

при кручении:

ф-1=0.58•у-1=0.58•390=226.2 МПа.

Моменты сопротивления опасного сечения вала:

Для осевой:

Напряжение в опасном сечении вала:



касательные амплитудные и средние:

Средние нормальные напряжения у m принимаются равными нулю, так как нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: у m=0.

Определим коэффициент концентрации напряжений k и масштабный фактор е для опасного сечения вала:

для нормальных напряжении: kу=2.34; еу=0.83;

для касательных напряжении: kф=2.42; еф=0.83.

Определим коэффициенты запаса прочности в опасном сечении вала:

по нормальным напряжениям:

Где шу -коэффициент чувствительности материала вала. По рекомендациям для легированных сталей принимаем шу=0.1.

по касательным напряжениям:

Где шф -коэффициент чувствительности материала вала. По рекомендациям для легированных сталей принимаем шф=0.05.

общий коэффициент запаса прочности:

Условие усталостной прочности валов:

где [s] -допустимый коэффициент запаса прочности. По рекомендациям принимаем [s]=2.5

Так как s=3.5 > [s], то усталостная прочность вала обеспечена.

РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА

Расчет ведомого вала осуществляем на основании исходных данных:

крутящий момент на ведомом валуТ1 = 144,59 Н?м

частота вращения ведомого валаn1 = 100 мин -1

нагрузки действующие на данный валFt1 = 1130 Н

Fr1 = 411 Н

Fх1 = 545 Н

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ

Определение диаметра выходного конца вала.

При определении данного параметра используем выражение:

;

где Т1 - крутящий момент на ведущем валу, Н?м

[ф]кр - допускаемое напряжение на кручение для стали 45 принимаем [ф]кр= 20 МПа по стр. 160 [2];

При подстановке числовых значений получим:

Исходя из этого условия и в соответствии со стандартным рядом значений стр.161 [2] принимаем dв= 34 мм.

Определение реакций в опорах:

Плоскость y-x:

Из выражения находим неизвестную реакцию:

Из выражения находим неизвестную реакцию:

Из выражения находим неизвестную реакцию:

Из выражения находим неизвестную реакцию:

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Значения изгибающих моментов в точках сечений определяем по выражениям:

В т. 1, 4: Мх=0; Мz=0

В т. 2: Мх=0

В т. 3: МX= RDy?0,081 = -205?40 = -8220 (Н•мм)

МZ= RKz= 565?40= 22600(Н•мм)

Построение эпюры изгибающих моментов на плоскости y-x приведено на рисунке 5.2.(А).

Построение эпюры изгибающих моментов на плоскости z-x приведено на рисунке 5.2.(Б).

Построение эпюры крутящих моментов приведено на рисунке 5.2.(В).

Определение суммарного изгибающего момента

Для определения значения суммарного изгибающего момента используем выражение:

Определение эквивалентного изгибающего момента

Для определения данного числового значения применяем формулу:

Определение диаметра вала в рассматриваемом или опасном сечении.

Для определения диаметра вала в опасном сечении применяем формулу:

;

где [у-1]изг - допускаемые напряжения на изгиб. При симметричном цикле для стали Ст40Х принимаем [у-1]изг = 60 МПа.

Подставив числовые значения в формулу получим:

(мм)

Суммарные радиальные нагрузки подшипников:

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ

Для изготовления вала используем сталь Ст40Х, термообработка - улучшение, предел выносливости у в=900 МПа, предел текучести у m=750 МПа

На ведущем валу одно опасное сечение - 2.

Рассмотрим сечение 2: М?=24,05 Н•м, T=144,59 Н•м, d=33 мм.

Источник концентраций напряжений - посадка подшипника на вал.

Определим пределы выносливости материала вала:

при изгибе:

у -1=0.35•ув+(70…120)=0.35•900+(70…120)=385 … 435 МПа

Принимаем у -1=390 МПа.

при кручении:

ф-1=0.58•у-1=0.58•390=226.2 МПа.

Моменты сопротивления опасного сечения вала:

для осевой:

;

полярный:

;

Напряжение в опасном сечении вала:

нормальные амплитудные:

касательные амплитудные и средние:

Средние нормальные напряжения у m принимаются равными нулю, так как нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: у m=0.

Определим коэффициент концентрации напряжений k и масштабный фактор е для опасного сечения вала с. :

для нормальных напряжении: kу=2.34; еу=0.83;

для касательных напряжении: kф=2.42; еф=0.83.

Определим коэффициенты запаса прочности в опасном сечении вала: по нормальным напряжениям:

по касательным напряжениям:

общий коэффициент запаса прочности:

Условие усталостной прочности валов:

s ? [s],

где [s] -допустимый коэффициент запаса прочности. По рекомендациям принимаем [s]=2.5

Так как s=3.69 > [s], то усталостная прочность вала обеспечена.

5. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВЕДУЩЕГО ВАЛА

В качестве опор для ведущего вала редуктора назначены подшипники номер……… для которых:

Диаметр наружного кольца D=…, диаметр внутреннего кольца d=..,

Динамическая грузоподъемность С=….

Подшипники испытывают радиальную нагузку.

RrB=258,2 H ; RrC=1532,6 H ;

Так как частота вращения подшипников ведущего вала n1=570 мин-1, то по рекомендациям производим расчет пригодности подшипников по динамической грузоподъемности. Расчет производим для более нагруженной опоры (опора А).

Определим динамическую нагрузку подшипников:



где Кб- коэффициент безопасности. Кб=2,5

Кт- температурный коэффициент. Кt=1.

Расчет динамической грузоподъемности:

Где

Где n - частота вращения вала

Lh - срок службы приводной станции

Вывод…..

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВЫХОДНОГО ВАЛА

В качестве опор для ведомого вала редуктора назначены подшипники номер……… для которых:

Диаметр наружного кольца D=…, диаметр внутреннего кольца d=..,

Динамическая грузоподъемность С=….

Подшипники испытывают радиальную и осевую нагрузку:

RrD=601,2 H ; RrK=601,2 H ;

Так как частота вращения подшипников ведущего вала n1=570 мин-1 ,

то по рекомендациям производим расчет пригодности подшипников по динамической грузоподъемности. Расчет производим для более нагруженной опоры (опора А).



где Кб- коэффициент безопасности. Кб=2,5

Кт- температурный коэффициент. Кt=1.

Расчет динамической грузоподъемности:

Где

Где n - частота вращения вала

Lh - срок службы приводной станции

6. ВЫБОР МУФТЫ

На основании схемы редукторной установки, приведенной в задании на проектирование, принимаем тип муфты - втулочно-пальцевая соединительная.

03.48.01.01.00.000.ПЗ

Основными параметрами, по которым выбирается муфта: крутящий момент на валу Т = 144,59 Н•м, диаметр выходного конца вала d = 26 мм, длина выходного конца вала l = 46 мм.

Типоразмер муфты выбираем по формуле:

;(7.1)

Тном - значение крутящего момента на валу, Н•м. По расчету Тном=144,59 Н•м.

[Т] - допускаемое значения крутящего момента, Н•м. Принимаем после подстановки числовых значений ближайшее большее значение по табл. 13.3.1 [7].

Н•м

Геометрические параметры муфты фланцевой.

Эскизное изображение муфты приведено на рисунок 7.1.

С учетом полученных при расчете и принятых раннее параметров принимаем муфту, имеющую следующие обозначения:

Муфта втулочно-пальцевая 510-42-11-42-11 ГОСТ 21424-93.

7. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Все применяемые шпоночные соединения проверяются по двум видам деформаций на срез и смятие.

Данная проверка осуществляется после выбора геометрических параметров шпонок по табл. 24.32. [1] для каждого конкретного узла в данной редукторной установке.



Перечень необходимых шпонок для шпоночных соединений:

1. Посадочное место под шкив ременной передачи на ведущем валу редуктораШпонка 8 х 7 х 28 ГОСТ 23360-78;

2. Посадочное место под колесо на ведомом валу редуктора

Шпонка 10 х 18 х 32 ГОСТ 23360-78;

3. Посадочное место под муфту на ведомом валу редуктора

Шпонка 8 х 7 х 32 ГОСТ 23360-78.

Проверка шпонки на смятие осуществляется по формуле:

;(8.1)

где Т - крутящий момент на валу, Н•м;

d - диаметр вала, мм;

l - длина шпонки, мм;

h - ширина шпонки, мм;

- допускаемые напряжение на смятие. Принимаем МПа.

При подстановке числовых значений получим следующие результаты:

1. МПа

2. МПа

3. МПа

Проверка шпонок на срез осуществляется по формуле:

;(9.2)

где b - ширина шпонки, мм;

- допускаемое напряжение на срез. Принимаем МПа.

При подстановке числовых значений получим следующие результаты:

1. МПа

2. МПа

3. (МПа)

8. ПОДБОР ПОСАДОК ДЛЯ СОПРЯЖЕННЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ

На основании табл. 12.13. [4] принимаем следующие посадки основных сопряжений:

Внутреннее кольцо подшипника на валL0/k6

Наружное кольцо подшипника в корпусH7/l0

Зубчатые колеса на валH7/k6

Крышки подшипников в корпусH7/f7

Полумуфты на валахH7/k6

Шпоночная канавка в ступице по глубинеH12

Шпоночная канавка в ступице по ширинеD10

Шпоночная канавка на валу по глубинеH12

Шпоночная канавка на валу по ширинеP9

Шпонка по высотеh11

Шпонка по ширинеh9

Шпонка по длинеh14

Шпонка в сборе в ступице (по ширине)D10/h9

Шпонка в сборе на валу (по ширине)H9/h9

Шпонка в сборе на валу (на длине)H8/h14

Штифт центровочный (крышка корпуса - основание корпуса)Js7/h6

Отверстие в крышке подшипника под манжетуH8

Участок вала под уплотнениеh11

Шкивы на валуH7/k6

9. ВЫБОР СМАЗКИ

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 25 мм. Смазывание подшипников осуществляется жидким маслом путем разбрызгивания. Объем масла определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

.

По таблице 10.8 [9] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . По табл. 10.10 [9] принимаем масло индустриальное И-20А ГОСТ 20799-75.

ЛИТЕРАТУРА

1.Агейчик, В.А. Основы конструирования деталей машин : пособие / В.А. Агейчик [и др.]. - Минск : БГАТУ, 2009. - 268 с.

2.Детали машин и основы конструирования: метод.пособие. Ч.1 БГАТУ.2007

3. Кузьмин, А.В. Расчеты деталей машин / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С.Козинцов. -- Мн.,Выш.шк., 1986.-400c.

4. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. Для студентов вузов/ Под ред. В.А. Финогенова.- 6-е изд., перераб. - Высш. Шк., 2000-383с.

5.Стандартизация ,метрология ,взаимозаменяемость [Текст]:методическое пособие по выполнению курсовой работы для студентов заочной формы обучения/БГАТУ , Кафедра сопротивления материалов и деталей машин:сост.:К.В.Сашко [ и др.].-Минск,2006.- 148 c.

6. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для студ. Техн. Спец. вузов

7.Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда Детали машин Проектирование( атлас). Изд 2-е. 2002г.

8. Курсовое проектирование по деталям машин и прикладной механике: методическое пособие для специальностей по агроинженерии/БГАТУ , Кафедра сопротивления материалов и деталей машин:сост.:А.Н.Орда [ и др.].-Минск,2003.- 112 c

9. Курсовое проектирование деталей машин, часть 1; А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. - Мн.: Высшая школа, 1982г.

Размещено на Allbest.ru