Редуктор циліндричний косозубий

Размещено на http://www.allbest.ru//

1

Харківський державний автомобільно-дорожній коледж

Циклова комісія експлуатації та ремонту підйомно-транспортних,

будівельних і дорожніх машин і обладнання

Курсова робота

з дисципліни «Деталі машин»

на тему: Редуктор циліндричний косозубий

Кінематична схема

Р3= 3,6 кВт

n3= 120 об/хв

1-електродвигун

2-муфта

3-редуктор

4-ланцюгова передача

1. Вибір електродвигуна

редуктор вал підшипник

1.1 Визначаємо необхідну потужність електродвигуна

Потужність електродвигуна визначається за формулою:

Рел.дв. = , (1.1)

де Р3- потужність на вихідному валу привода, кВт;

- загальний К.К.Д. привода

заг=12 34 ,(1.2)

де 1- К.К.Д. зубчатої передачі привода, 1= 0,98;

2- К.К.Д. однієї пари підшипників, 2= 0,99;

3- К.К.Д. ланцюгової передачі, 3= 0,93;

4- К.К.Д. муфти з'єднувальної, 4= 0,99;

заг=

Рел.дв. =, кВт

1.2 Визначаємо попередню частоту обертання валу електродвигуна.

Частота обертання валу електродвигуна визначається за формулою:

n1=nел.=n3u1u2 ,(1.3)

де n3- частота обертання вихідного валу привода, об/хв

n3= 120 об/хв.;

u1- передаточне число редуктора

Приймаємо u1= 4 за ГОСТ 21426-75;

u2- передаточне число ланцюгової передачі

Приймаємо u2= 3

n1=nел= об/хв.,

1.3 Вибір електродвигуна

По значенням n1=nел= 1440 об/хв. і Рел.дв.= 4 кВт вибираємо за ГОСТ 19523-81 електродвигун серії 4А100L4У3/1430

Потужність електродвигуна

Рел.дв.= 4 кВт

Частота обертання

nел.дв.= 1430 хв-1

Відстань від основи до осі валу

h= 100 мм

Діаметр валу

d= 28 мм

Визначаємо загальне передаточне число.

uзаг.= (1.4)

uзаг.=

Визначаємо передаточне число ланцюгової передачі.

u2= (1.5)

u2=

2. Кінематичний і силовий розрахунок передачі

2.1 Визначаємо частоту обертів валу

Частота обертів ведучого валу привода.

n1=nел.=1430 об/хв.

Частота обертів другого валу привода

n2=, (2.1)

де - передаточне число редуктора

n2= об/хв

Частота обертів вихідного валу привода

n3= 120 об/хв

2.2 Визначаємо кутові швидкості валів

Кутова швидкість ведучого валу привода

1= (2.2)

1= с-1

Кутова швидкість другого валу привода

2= (2.3)

2= с-1

Кутова швидкість вихідного валу привода

3= (2.4)

3=с-1

2.3 Визначаємо обертові моменти на валах.

Обертовий момент на валу електродвигуна

Т1= (2.5)

Т1= Нм

Обертовий момент на другому валу

Т2=Т1 1 , (2.6)

де 1- К.К.Д. ланків від електродвигуна до другого валу

1=12 4 (2.7)

1=

Т2= Нм

Обертовий момент на вихідному валу привода

Т3=(2.8)

Т3= Нм

Таблиця 1- Силові і кінематичні параметри привода

Тип двигуна 4А100L4У3/1430; Рел.дв.= 4 кВт; nел.дв.= 1430 об/хв.
Параметр	Передача	Параметр	Вал
	Зачинена (редуктор)	Відчинена (ланцюгова)		Двигуна	Редуктора	Привода робочої машини
Передаточне число u	4	2,98	Розрахункова потужність Р, кВт	4	-	3,6
			Кутова швидкість , с-1	149,67	37,42	12,56
К.К.Д.	0,98	0,93	Частота обертання n,об/хв	1430	357,5	120
			Обертаючий момент Т, Нм	26,72	102,63	286,62

3. Розрахунок циліндричної косозубої передачі

3.1 Вибір матеріалу

Для виготовлення шестерні та колеса вибираємо сталь 40Х з твердістю шестерні 300 НВ1 і колеса 230 НВ2.

3.2 Визначення контактних і допустимих контактних напружень

3.2.1 Визначаємо допустимі контактні напруження

Допустимі контактні напруження для циліндричних косозубих колес визначаються за формулою:

[н]=0,45([н 1][н2]), (3.1)

де [н1] і [н2]- допустимі контактні напруження для шестерні і колеса визначаються за формулою:

[н1]=Kнl (1,8HB167) (3.2)

[н2]=Кнl (1,8HB267) (3.3)

де Кнl- коефіцієнт довговічності, Кнl=1

При цьому повинна виконуватись умова:

[н] 1,23 [н2]

[н1]=1 (1,830067)= 607 МПа

[н2]=1 (1,8230+67)= 481 МПа

[н]=0,45 ( 607+481 )= 489,6 МПа

465,3 МПа 592МПа-умова виконується

3.2.2 Визначаємо міжосьову відстань

Міжосьова відстань визначається за формулою:

аw=Ка (u1+1), (3.4)

де Т2- крутний момент на відомому валу редуктора, Т2= 102,6 Нм;

u1- передаточне число редуктора (зубчастої передачі), u1= 4;

Ка=43- для косозубих колес;

Кн- коефіцієнт нерівномірного навантаження по довжині зуба.

Враховуючи впливання ланцюгової передачі приймають Кн=1,12;

ва- коефіцієнт ширини вінця колеса, ва= 0,25;

[н]- допустиме контактне напруження, [н]= 489,6МПа

аw=43 (3,15+1)мм

Приймаємо аw= 112 мм

3.2.3 Визначаємо модуль зачеплення

Модуль зачеплення визначається за формулою:

m=(0,01…0,02) аw

m= мм

Приймаємо m= 1,5 мм

3.2.4 Визначаємо число зубців

Уперед вибираємо кут нахилу зубців в межах =8...15.

Приймаємо = 10

Число зубців шестерні:

z1=(3.5)

z1=

Визначаємо число зубців колеса.

z2=z1u (3.6)

де u1- передаточне число редуктора (зубчатої передачі).

z2=

aw= (3.7)

aw=мм

3.2.5 Визначаємо основні розміри шестерні і колеса

Діаметри ділильні:

d1= (3.8)

d2= (3.9)

d1=мм

d2= мм

Перевірка міжосьової відстані:

аw= (3.10)

aw= мм

Діаметр вершин зубців:

da1=d1+2m(3.11)

da2=d2+2m(3.12)

da1=мм

da2=мм

Діаметр впадин зубців:

df1=d1-2,5m (3.13)

df2=d2-2,5m(3.14)

df1=мм

df2=мм

Ширина колеса і шестерні:

b2=baaw (3.15)

b1=b2+5 (3.16)

ba- коефіцієнт ширини вінця

b2= мм

b1=28+5= 33 мм

Прийняти b2= 28 мм , b1= 34 мм

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

bd= (3.17)

bd=

3.2.6 Визначаємо окружну швидкість колеса:

v= (3.18)

v=

При окружній швидкості v= 3,03 приймаємо 9 ступінь точності.

3.2.7 Визначаємо контактні напруження

Контактні напруження визначаються за формулою:

н=[н], (3.19)

де Т2- крутний момент на веденому валу редуктора, Т2= 115,2 Нм;

u1- передаточне число редуктора, u1=3,15 ;

b2- ширина зубчатого колеса, b2= 25 мм;

кн- коефіцієнт навантаження:

кн=кнвкнкнv, (3.20)

де кнв- коефіцієнт, враховуючий розподіл навантаження по ширині вінця,

кнв= 1,24;

кн- коефіцієнт, залежний від окружної швидкості і ступіні точності,

кн= 1,16;

кнv- коефіцієнт, враховуючий вплив динамічного навантаження,

кнv= 1;

кн=

н=МПа

3.2.8 Визначаємо недовантаження:

н=10

н= <10

4. Розрахунок циліндричної косозубої передачі на згин зубів

4.1 Визначаємо сили, діючи в зачепленні

Рисунок 4.1- Сили, діючі в зачепленні циліндричної косозубої передачі.

4.1.1 Окружна сила

Ft1=Ft2=, (4.1)

де Т2- крутний момент на відомому валу редуктора, Т2= 102,6 Нм

d2- діаметр ділильної окружності колеса, d2= 176 мм

Ft1=Ft2=Н

4.1.2 Радіальна сила

Fr1=Fr2=Ft, (4.2)

де - кут зачеплення, =20,

- кут нахилу зубців, =15

Fr1=Fr2=Н

4.1.3 Осьова сила циліндричної косозубої передачі

Fa1=Fa2=Fttg (4.3)

Fa1=Fa2= H

4.2 Перевірка зубців передачі на витривалість по напруженням згину

Перевірка зубців шестерні і колеса на витривалість по напруженням згину проводиться за формулою:

F=F], (4.4)

де KF- коефіцієнт навантаження:

KF=KFKFV , (4.5)

де KF- коефіцієнт, враховуючий нерівномірність розподілу навантаження, КF=1,05;

KFV- коефіцієнт динамічного навантаження, KFV=1,3;

KF=

YF- коефіцієнт форми зуба залежить від еквівалентного числа зубців

zV1= (4.6)

zV1=

zV2= (4.7)

zV2=

При zV1= 18,9, YF1= 4,09

zV2=75,6, YF2= 3,61

Y- коефіцієнт враховуючий похибки розрахункової схеми

Y=(4.8)

Y=1-

KFa- коефіцієнт, враховуючий нерівномірність розподілу навантаження між зубців

КFa=, (4.9)

де nT- ступінь точності, nT= 9

Ea- коефіцієнт торцевого перекриття, Еа=1,5

КFa=

Визначаємо допустиме напруження згину

[F]=, (4.10)

де [SF]- коефіцієнт безпеки для поліпшення сталі, [SF]=1,75

Flimb - межа витривалості

F1limb=1,8HB1 (4.11)

F1limb=1,8300= 540 Н/мм2

F2limb=1,8HB2 (4.12)

F2limb=1,8230= 414 H/мм2

[F1]=(4.13)

[F2]=(4.14)

[F1]=

[F2]=

Знаходимо співвідношення до

F=

F= 75,76 МПа [F]= 236,6 МПа

5. Попередній розрахунок валів

Попередній розрахунок валів проводять за зниженими допустимими [к]=1225МПа з умови міцності на скручування за формулою

dв= (5.1)

Ведучий вал редуктора

Діаметр вихідного кінця ведучого вала:

dв1=, (5.2)

де Т1-крутний момент на ведучому валу редуктора, Т1= 40,2 Нм

dв1=мм

Приймаємо dв1= 20 мм

5.1.1.2 Довжина вихідного кінця ведучого валу

lв1=(1,52) dв1 (5.3)

lв1= мм

Рисунок 5.1 Ведучий вал

dв1- діаметр вихідного кінця валу; dв1= 19 мм

lв1- довжина вихідного кінця валу; lв1= 38 мм

da1- діаметр вершин зубців шестерні; da1= 49 мм

b1- ширина шестерні; b1= 34 мм

Інші діаметри підбираються конструктивно.

dущ1- діаметр валу під ущільнення; dущ1= 21 мм

dп1- діаметр валу під підшипник; dп1= 25 мм

dш1- діаметр валу під шестернею; dш1= 26 мм

5.1.2 Ведений вал редуктора

5.1.2.1 Діаметр вихідного кінця веденого валу

dв2=, (5.4)

де Т2-крутний момент на веденому валу редуктора, Т2= 102,6 Нм

dв2=мм

Приймаємо dв2= 30 мм

5.1.2.2 Довжина вихідного кінця веденого валуlв2=(1,5…2) dв2 (5.5)

lв2=мм

Рисунок 5.2 Ведений вал

dв2- діаметр вихідного кінця валу; dв2= 30 мм

lв2- довжина вихідного кінця валу; lв2= 60 мм

b2- ширина колеса, b2= 28 мм

Останні діаметри підбираються конструктивно:

dущ2- діаметр валу під ущільнення;

dущ2=(2...3)+db2(5.6)

dущ2= 2+30 =32 мм

приймаємо dущ2= 32 мм

dп2- діаметр валу під підшипник; dп2= 35 мм

dк2- діаметр валу під колесо;

dк2=dп2+5(5.7)

dк2= 35+5 = 40 мм

приймаємо dк2= 40 мм

dб- діаметр буртика в який упирається колесо;

dб=dк2+(4…5)(5.8)

dб= 40+4 = 44 мм

приймаємо dб= 44 мм

lм- довжина маточини;

lм=b2+5 (5.9)

lм= 28+5 = 33 мм

приймаємо lм= 33 мм

6. Конструктивні розміри шестерні та колеса

6.1 Розміри шестерні

Шестерню виконуємо за єдине з валом

Розміри шестерні:

d1= 44 мм; da1 = 49 мм; b1 = 34 мм.

6.2 Розміри колеса

Колесо коване

Розміри колеса:

d2= 176 мм; da2 = 181 мм; b2 = 28мм.

Діаметр маточини

dм=1,6dк2(6.1)

dм= мм

приймаємо dм= 64 мм

Довжина маточини

lм= (1,01,5) dк2(6.2)

lм= мм

приймаємо lм= 40 мм

Товщина ободу

о=(2,54)mn(6.3)

о= мм

приймаємо о= 8 мм

Товщина диску

C=0,3b2(6.4)

C= мм

приймаємо C= 9 мм

7. Конструктивні розміри корпусу редуктора

7.1 Товщина стінок корпусу

=0.025aw+1(7.1)

= мм

приймаємо = мм

7.2 Товщина стінок кришки

1=0.02aw+1(7.2)

1= мм

приймаємо 1= мм

7.3 Товщина верхнього фланцю корпусу редуктора

S=(1.51.75)(7.3)

S= мм

Приймаємо S= 12 мм

7.4 Товщина нижнього фланцю корпусу редуктора

S2=2,35(7.4)

S2= мм

Приймаємо S2= 19 мм

7.5 Товщина фланцю кришки редуктора

S1=(1.51.75)1(7.5)

S1= мм

Приймаємо S1= 12 мм

7.6 Діаметри болтів

Фундаментні болти

dф=(0.030.036)aw+12(7.6)

dф=мм

приймаємо болти М16

Болти, що стягують фланці корпусу та кришки біля підшипників

dкп=(0,70,75)dф(7.7)

dкп= мм

приймаємо болти М12

Болти, що стягують фланці корпусу та кришки

dк=(0,50,6)dф(7.8)

dк= мм

приймаємо болти М8

8. Підбір підшипників за навантаженням

8.1 Ведучий вал

Вхідні данні:

Крутний момент на ведучому валу Т1= 26,72 Нм

Частота обертання ведучого валу n1= 1430 об/хв

Окружна сила Ft1= 116,59 H

Осьова сила Fa1= 312,4 H

Радіальна сила Fr1= 432,7 H

Діаметр вихідного кінця валу dв1= 19 мм

Діаметр ділильної окружності d1= 44 мм

Відстань між торцями підшипників lп1= 54 мм

lп1=b1+20 (8.1)

lп1= 34+20 = 54 мм

Діаметр шийок валу під підшипник dп1= 25 мм

8.1.1 Підбір підшипників для ведучого валу

Знаходимо відношення

По діаметру шийок валу dn1= 25 мм підбираємо необхідний підшипник серії № 36205 з такими параметрами:

dn1= 25 мм; Dn1= 52 мм; B1= 15 мм; С0= 9,06 кН;

= 12; r= 1,5 мм; С1= 12,8 кН

8.1.2 Визначаємо величину консольної сили:

від муфти:

Fк=23 (8.2)

Fк=23Н

Відстань від точки прикладання Fм до найближчої опори:

lк1=0,7db1+50 (8.3)

lк1=мм

8.1.3 Визначаємо відстань між точками прикладання опорних реакцій.

Величина зміщання точки прикладання реакцій від торця підшипника:

а1=0,5 (8.4)

а1= 0,5мм

Відстань між точками прикладання опорних реакцій:

l1=ln1+2B1-2a1 (8.5)

l1= мм

8.1.4 Визначаємо опорні реакції ведучого валу

Рисунок 8.1 Схема навантаження ведучого валу.

Визначаємо реакції в горизонтальній площині.

Так як окружна сила Ft1 прикладання симетрично відносно опор А і B.

Rаx=Rвx=(8.6)

Rаx=Rвx= Н

Визначаємо реакції опор у вертикальній площині:

Ма=0; -Fr1(8.7)

RBy=

RBy= H

MВ=0; RAyl1+Fr1-Fa1(8.8)

RAy=

RAy= H

Робимо перевірку:

Y=0 RAy+Fr1+RBy-Fk=0

36,3+432,7-400-69 =0

Визначаємо сумарні реакції опор, ураховуючи дію консольних сил:

(8.9)

(8.10)

8.2 Ведений вал

Крутний момент на веденому валу, T2= 102,6 Hм

Частота обертання веденого валу, n2= 357,5 об/хв

Окружна сила, Ft2= 1165,9 H

Осьова сила, Fa2= 312,4 H

Радіальна сила, Fr2= 432,7 H

Діаметр вихідного кінця, db2= 30 мм

Діаметр ділильної окружності, d2= 176 мм

Відстань між торцями підшипників, ln2= 54 мм

Діаметр шийок валу під підшипник, dn2= 35 мм

8.2.1 Підбираємо підшипник для валу.

Знаходимо відношення

По діаметру шийки валу dn2= 35 мм підбираємо необхідний підшипник серії № 36207 з такими параметрами:

dn2= 35 мм; Dn2= 72 мм; B2= 17 мм; С0= 17,8 кН;

= 12; С2= 23,5 кН; r= 2 мм

8.2.2 Визначаємо величину консольної сили

від ланцюгової передачі:

Fк=125 (8.11)

Fк=125Н

Відстань від точки прикладання консольної сили до ближчої опори:

lк2=0,7db2+50 (8.12)

lк2=мм

8.2.3 Визначаємо відстань між точками прикладання опорних реакцій

Величина зміщення точки прикладання реакцій від торця підшипника:

а2=0,5 [B2+0,5 (Dn2+dn2) tg] (8.13)

a2= мм

Рисунок 8.2 Схема навантаження веденого валу

Відстань між точками прикладання опорних реакцій:

l2=ln2+2 (B2-a2) (8.14)

l2= мм

8.2.4 Визначаємо опорні реакції веденого валу

Визначаємо реакції в горизонтальній площині

Так як окружна сила Ft2 прикладена симетрично відносно опор С і D

RСx=RDx=(8.15)

RCx=RDx= Н

Визначаємо реакції опор у вертикальній площині.

МС=0 (8.16)

(8.17)

H

MD=0 (8.18)

H

Робимо перевірку:

Y=0 RCy-Fr2+RDy+Fk=0(8.19)

2162-432,7-2995,4+1266,1=0

Визначаємо сумарні опор, ураховуючи дію консольної сили:

(8.20)

(8.21)Н

Н

9. Перевірка підшипників на довговічність

9.1 Ведучий вал

Вхідні данні до розрахунку:

- сумарна радіальна реакція більш напруженої опори, = 404,2 H;

Fa1- осьове навантаження, Fa1= 312,4 H;

n1- частота обертів ведучого валу, n1= 1230об/хв.;

С1- динамічна вантажопідйомність, С1= 12,8 кН;

С0- статична вантажопідйомність, С0= 9,06 кН;

[Lh]- питома довговічність підшипника, [Lh]=36000год.

9.1.1 Знаходимо співвідношення

Згідно = 12та підбираємо коефіцієнти

е= 0,34

х= 0,45

у= 1,62

9.1.2 Визначаємо еквівалентне навантаження більш напруженої опори

Re=(Vx+yFa1) КбКт , (9.1)

де V=1

Кт- температурний коефіцієнт, Кт=1

Кб- коефіцієнт безпеки, Кб=1,2

Fa1- осьова сила, Fa1= 312,4H

Re= Н

9.1.3 Визначаємо довговічність підшипника опори

(9.2)

n=3 - для шарикових підшипників;

n=10/3 - для роликових підшипників;

[Ln]=36000год

год

Ln= 43586,2 год. [Ln]= 36000 год. - умова виконується

9.2 Ведений вал

Вхідні данні до розрахунку:

R- сумарна радіальна реакція більш напруженої опори, = 3051,6 H

Fa2- осьове навантаження, Fa2= 312,4 H

n2- частота обертів веденого валу, n2= 357,5 об/хв

C2- динамічна вантажопідйомність, С2= 23,5 кН

C0- статична вантажопідйомність, С0= 17,8 кН

[Lh]- питома довговічність підшипника, [Lh]=36000год

9.2.1 Знаходимо співвідношення

Згідно =12 та підбираємо коефіцієнти:

е= 0,3

х= 0,45

у= 1,81

9.2.2 Визначаємо еквівалентне навантаження більш напруженої опори:

Re=(VxyFa2) КбКт ,

Re= Н

9.2.3 Визначаємо довговічність підшипника опор.

n=3 - для шарикових підшипників;

n=10/3 - для роликових підшипників;

[Ln]=36000год

год

Ln=48032,6 год. [Ln]= 36000 год.- умова виконується

10. Вибір шпонок та розрахунок на міцність

10.1 Ведучий вал

10.1.1 Вибираємо розміри шпоночного з'єднання за ГОСТ 23360-78

Вхідні данні:

Діаметр вихідного кінця ведучого валу dв1= 19 мм

Довжина вихідного кінця ведучого валу lв1= 38 мм

Ширина шпонки b= 6 мм

Глибина пазу маточини t2= 2,8 мм

Висота шпонки h= 6 мм

Довжина шпонок визначається за формулою:

l1=lв1-5 (10.1)

l1= 38-5 =33 мм

Приймаємо l1= 32 мм

10.1.2 Перевіряємо вибрану шпонку на міцність

Перевірка на міцність виконується шляхом перевірочного розрахунку

з`єднання за формулою:

узм=Размещено на http://www.allbest.ru//

1

, (10.2)

де Т1- крутний момент на ведучому валу , Т1= 26,7 Нм

dв1- діаметр вихідного кінця ведучого валу, dв1= 19 мм

h- висота шпонки; h= 6 мм

t1- глибина пазу вала; t1= 3,5 мм

l1- повна довжина шпонки, l1= 32мм

узм=МПа

[узм]- допустиме напруження при зминанні, [узм]= 100 МПа для сталі

узм= 35,1 МПа[узм]= 100 МПа

10.2 Ведений вал

10.2.1 Вибираємо розміри шпоночного з'єднання по ГОСТ 23360-78.

Вхідні данні:

Діаметр вихідного кінця веденого валу dв2= 30 мм

Довжина вихідного кінця веденого валу lв2= 60 мм

Ширина шпонки b= 8мм

Глибина пазу маточини t2= 3,3 мм

Висота шпонки h= 7 мм

Довжина шпонок визначається за формулою:

l2=lв2-5

l2= 60-5 = 55 мм

Приймаємо l2= 50 мм

10.2.2 Перевіряємо вибрану шпонку на міцність

Перевірка на міцність виконується шляхом перевірочного розрахунку

з`єднання за формулою:

узм=,

де Т2- крутний момент на ведучому валу , Т2= 102,6 Нм

dв2- діаметр вихідного кінця ведучого валу, dв2= 30 мм

h- висота шпонки; h= 8 мм

t1- глибина пазу вала; t1= 5 мм

l2- повна довжина шпонки, l2= 50мм

узм=МПа

[узм]- допустиме напруження при зминанні, [узм]= 100 МПа для сталі

узм = 45,6МПа [ узм]= 100 МПа

10.2.3 Вибираємо розмір шпоночного з'єднання по ГОСТ 23360-78

Вхідні данні:

Діаметр валу dв3= 40 мм

Довжина валу lв3= 40 мм

Ширина шпонки b= 12 мм

Глибина пазу маточини t2= 3,3 мм

Висота шпонки h= 8 мм

Довжина шпонок визначається за формулою:

l3=lb3-5

l3= 40-5 = 35 мм

Приймаємо l3= 32 мм

10.2.4 Перевіряємо вибрану шпонку на міцність

Перевірка на міцність виконується шляхом перевірочного розрахунку

з`єднання за формулою:

узм=,

де Т2- крутний момент на ведучому валу , Т2= 102,6 Нм

dв3- діаметр валу, dв3= 40 мм

h- висота шпонки; h= 8 мм

t1- глибина пазу вала; t1= 5 мм

l3- повна довжина шпонки, l3= 50мм

узм=МПа

[узм]- допустиме напруження при зминанні, [узм]= 100 МПа для сталі.

узм= 34,2 МПа [узм]= 100 МПа

11. Уточнений розрахунок валів

11.1 Ведучий вал

Матеріал валу той же, що і для шестерні (шестерня виконана сумісно з валом), тобто сталь 40Х

По таблиці при діаметрі заготовки до 120 мм (dа1= 49 мм) середнє значення в= 930Н/мм2

Межа витривалості при циклічному циклі згину

-1=0,43в(11.1)

-1= Н/мм2

Межа витривалості при циклічному циклі дотичних напружень

-1=0,58-1 (11.2)

-1= Н/мм2

Переріз А-А. В цьому перерізі при передачі обертового моменту від електродвигуна через муфту виконують тільки дотичні напруження. Концентрацію напружень викликає присутність шпонкової канавки.

Коефіцієнт запасу міцності:

n = n= (11.3)

де амплітуда та середнє напруження від нульового циклу

v=m=(11.4)

При db1= 19 мм, b= 6 мм, t1= 3,5 мм

Wкнетто= (11.5)

Wкнетто= мм3

v=m= Н/мм2

Приймаємо k= 1,9 , E= 0,73 , = 0,1

n=n=

11.2 Ведений вал

По таблиці згідно діаметру заготовки приймаємо значення в= 690 Н/мм2.

Межа витривалості при циклічному циклі згину

-1=0,43в

-1= Н/мм2

Межа витривалості при циклічному циклі дотичних напружень

-1=0,58-1

-1= Н/мм2

Переріз Б-Б. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпонкової канавки.

К= 1,8 , К= 1,7 , Е= 0,83 , = 0,1

Момент опору кручення

(11.6)

де d- діаметр вала під шпонку, d= 30 мм

- ширина шпонки, = 10 мм

t1-глибина пазу вала, t1= 5 мм

мм3

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

v=m=

v=m= Н/мм2

Коефіцієнт запасу міцності

12. Вибір муфт

Для з'єднання вала електродвигуна з ведучим валом редуктора вибирається муфта. Найбільш розповсюджені пружні втулочно-пальцеві муфти по ГОСТ 21424-75. Муфта вибирається по діаметру вала на якому вона насаджена і по обертовому моменту, який вона здібна передавати Т1= 26,72 Нм. Довжина вихідного вала lb1=38 мм повинна бути той же, як довжина полу муфти lцил або lкон.

12.1 Послідовність вибору муфти

По діаметру вихідного кінця вала dв1= 19 мм вибираємо пружну втулочно-пальцєву муфту з такими параметрами:

діаметр отвору полумуфти, d= 20 мм;

допустимий обертовий момент, [Т]= 63 Нм;

загальна довжина муфти L = 104мм;

зовнішній діаметр муфти D= 100мм;

довжина отвору полумуфти l= 50 мм.

Перевірка муфти по обертовому моменту:

Тр=kтТ [T],(12.1)

де kт- коефіцієнт враховуючий характер навантаження привода, kт=1,5;

Т-обертовий момент на відповідному валу, Т= 26,72Нм

Тр= Нм

Тр= 40,08 Нм [T]= 63 Hм

13. Вибір сорту мастила

Змащування зубчатого зчеплення виконується занурюванням зубчатого колеса в мастило, що заливається в середину корпуса до рівня забезпечуючого занурювання колеса приблизно на 10мм. Об'єм масляної ванни Vм визначаємо із розрахунку 0,25 дм3 мастила на 1кВт подаваної потужності:

Vм=0,25P3(13.1)

Vм=0,253,6 = 0,9 дм3

При швидкості v= 3,3 м/с рекомендована в'язкість 50= 35 сСт. По таблиці приймаємо мастило індустріальне І-40А по ГОСТ 20799-75.

Підшипник мастимо пластичною змазкою, яку закладають в підшипникові камери при складанні. Сорт змазки - Циатім 201

Література

Н. Ф. Киркач , Р.А. Баласанян "Расчет и проектирование деталей машин ." Харьков. Онова, 1991г.

П. Ф. Дунаев, О.П. Леликов "Конструирование узлов и деталей машин." Москва. Высшая школа, 1985г.

Л. Я. Перель "Подшипники качения." Справочник Москва.

-М.: Машиностроение, 1983г.

С. А. Чернавский , Г. М. Боков "Курсовое проектирование деталей машин ." -М.: Машиностроение, 1979г.

Размещено на Allbest.ru