Одноступінчастий циліндричний редуктор з косозубими колесами

Проект косозубого циліндричного редуктора. Вибір електродвигуна, кінематика; розрахунок зубчастих коліс, валів, ланцюгової передачі. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса. Перевірка довговічності підшипників, шпонкових з’єднань; компонування.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык украинский
Дата добавления 13.11.2012
Размер файла 208,5 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вступ

Редуктор -- це механізм, який складається з зубчастих або черв'ячних передач і міститься в окремому корпусі і працює у масляній ванні.

Редуктор призначено для пониження частоти обертання і відповідно підвищення крутного моменту на веденому валу в порівнянні з ведучим.

Редуктори класифікують за наступними ознаками:

а) за типом передач -- зубчасті, черв'ячні або зубчасто-черв'ячні;

б) за числом ступенів -- одноступінчасті, двох-, трьох- або багатоступінчасті;

в) за типом зубчастих коліс -- циліндричні, конічні, конічно-циліндричні;

г) за розташуванням валів редуктора у просторі -- горизонтальні, вертикальні або нахилені;

д) за особливостями кінематичної схеми -- розгорнена, соосна, з подвоєним ступенем.

В своєму курсовому проекті я розрахував одноступінчастий циліндричний редуктор з косозубими колесами.

Косозубі колеса відрізняються від прямозубих тим, що напрямок до їх повздовжньої гвинтової осі симетрії становить з напрямком твірної циліндра кут в. Передачі складені з косозубих коліс, відрізняються плавністю руху та видають менший шум, ніж передачі з прямозубими колесами. Недоліком є виникнення осьових зусиль.

Редуктор складається з зубчастої передачі, змонтованої з шариковими радіальними підшипниками у литому чавунному корпусі. Корпус складається з двох частин: нижньої частини -- картера і верхньої - кришки. Роз'єм горизонтальний, у місці з'єднання поверхні пришабрені, при заключному складанні покриті герметиком; складають корпус без прокладок. Кришка з картером скріплюється болтами. Розташування кришки відносно корпуса центрується двома конічними штифтами, розташованими по діагоналі.

У зв'язку з малою кількістю зубців шестерні її виготовляють разом з ведучим валом (вал-шестерня). Колесо насаджено на вал за допомогою призматичної шпонки.

Колесо виготовлено зі сталі 40ХН, термообробка -- поліпшення, вал-шестерня виготовляються з того ж матеріалу.

Змащування передачі здійснюється розбризкуванням індустріального масла И-30А, яке заливають скрізь оглядове вікно у кришці корпуса. Рівень масла перевіряють жезловим масловказівником. Відпрацьоване масло випускають крізь отвір, розташований у нижній частині корпуса. Змащування підшипників здійснюється через заповнення камери підшипника змащувальним матеріалом УТ-1.

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок (рисунок 1)

За таблицею А.1 приймемо:

ККД пари циліндричних зубчастих коліс з1 = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників котіння, з2 = 0,99; ККД відкритої ланцюгової передачі з3 = 0,92; ККД, що враховує втрати в опорах вала приводного барабана, з4 = 0,99.

Загальний ККД привода

з = з1. з22. з 3. з4 = 0,98. 0,992. 0,92. 0,99 = 0,875.

Потужність на валу барабана

Pб = Fс. Vс = 8,8. 1,2 = 10,6кВт.

Необхідна потужність електродвигуна

Ph=Pb/ з=10,6/0,875=12,1кВт.

Кутова швидкість барабана

щб = 2Vc/Db = 2.1,2/0,34 = 7,1 рад/с.

Частота обертання барабана

nб = 30 щб/р = 30.7,1/3,14 = 68 об/хв.

За таблицею Б.1 по необхідній потужності Рн=12,1кВт з урахуванням можливостей привода, що складається з циліндричного редуктора і ланцюгової передачі можливі значення приватних передавальних відношень для циліндричного зубчастого редуктора uр=36 і для ланцюгової передачі uл=36, uзаг=uр.uл=936, вибираємо електродвигун трьохфазний короткозамкнутий серії 4А 160 М6 У3, закритий, що обдувається, з синхронною частотою обертання 1000 об/хв. 4А 160 М6 У3, з параметрами Pдв = 15кВт і сковзанням 2,6 % (ГОСТ 19523-81).

Номінальна частота обертання

nдв = 1000-26 = 974 об/хв.

а кутова швидкість

щдв = = 3,14.974/30 = 101,9рад/с.

Перевіримо загальне передатне відношення

u = = 101,9/7,1 = 14,4

що можна визнати прийнятним, так як воно знаходиться між 9 і 36.

Приватні передавальні числа можна прийняти:

для редуктора по ГОСТ 2185-66 uр = 4,

для ланцюгової передачі

uл = 14,4/4 = 3,6

Частоти обертання та кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана зведені до таблиці 1.

Таблиця 1

Частоти обертання і кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана

Вал В

n1=nдв=974 об/хв

= = 101,9 рад/с

Вал С

n= = 974/4= 244 об/хв.

==101,9/4 = 25,5рад/с

Вал А

nд = 68 об/хв.

= 7,1 рад/с

Обертаючі моменти:

на валу шестерні

Т1 = = = 12,1.103/101,9 = 119. 103 Н. мм;

на валу колеса

Т2 = Т1. uр = 119. 103. 4= 476. 103 Н. мм.

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Так як в завданні немає особливих вимог щодо габаритів передачі, вибираємо матеріали із середніми механічними характеристиками (таблиця В.1): для шестірні сталь 40Х, термічна обробка - поліпшення, твердість Н 270; для колеса -- сталь 40Х, термічна обробка -- поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче - НВ 240. Допустимі контактні напруження

Допустимі контактні напруження

,

де - межа контактної витривалості при базовому числі циклів. Для вуглецевих сталей із твердістю поверхонь зубців менш НВ 350 і термічною обробкою (поліпшенням)

;

КHL - коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають ;

- коефіцієнт безпеки.

Для шестерні

,

для колеса

.

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження визначається за формулою:

.

Необхідна умова виконана.

Коефіцієнт приймаємо вище ніж рекомендується для цього випадку, тому що з боку ланцюгової передачі діють сили, що викликають додаткову деформацію веденого вала й погіршують контакт зубців.

Приймаємо попередньо, як у випадку несиметричного розташування коліс значення .

Приймаємо для шевронних коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані .

Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубців за формулою:

де для шевронних коліс Ка = 43, а передавальне число нашого редуктора uр = 4. Найближче значення міжосьової відстані за ГОСТ 2185-66, aW = 140 мм.

Нормальний модуль зачеплення приймаємо за наступною рекомендацією:

,

mn = 2мм.

Приймаємо попередньо кут нахилу зубців в = 30° і визначимо числа зубців шестерні і колеса.

.

Тоді .

Уточнене значення кута нахилу зубців

в = 31°

Основні розміри шестерні колеса:

Діаметри ділильні

,

.

Перевірка:

.

Діаметри вершин зубців

,

.

Сумарна ширина пів шевронів колеса і шестерні

b2 = шba. aw = 0,63. 140 = 88 мм.

b1 = b2 + 5 мм = 88,2 + 5 = 93мм.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру

Шbd = = = 1,66

Колова швидкість коліс і степінь точності передачі

V = = = 2,85 м/с.

При такій швидкості для шевронних коліс варто прийняти 8 степінь точності.

Коефіцієнт навантаження

KH = K. K. K.

Значення K при Шbd = 1,66, НВ ? 350 і несиметричному розташуванні коліс щодо опор з врахуванням вигину веденого вала від натягу ланцюгової передачі K ? 1,229

При V = 2,85 м/с і 8 степені точності K ? 1,09.

Для шевронних коліс при V ? 5 м/с маємо K = 1,0.

Таким чином

КН = 1,229. 1,09. 1 = 1,339

Перевірка контактних напружень за формулою:

уН = = = 452 МПа,

=452МПа

Сили, що діють у зачепленні:

Колова

Ft = = = 4250 H;

Радіальна

Fr = Ft. = 4250. =1804 H;

Осьова

Fa = Ft. tg в = 4250. 0,6008 =2554 H.

Перевіряємо зубці на витривалість за напруженнями згинання за формулою:

уF = ? [уF]

де KF - коефіцієнт навантаження

KF = K. K = 1,41,

де K = 1,28 (при Шbd = 1,66, твердості НВ ? 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор);

K = 1,1;

YF - коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубців Zх:

у шестерні

Zх1 = = ? 38

у колеса

Zх2 = = ? 152;

YF1 = 3,72;

YF2 = 3,61.

Допустиме напруження за формулою:

F] =

деу0F lim b = 1,8 HB (для сталі 40 Х поліпшеної при твердості НВ ? 350):

для шестерні

у0F lim b = 1,8. 270= 486 МПа,

для колеса у0F lim b = 1,8. 240 = 432МПа.

[SF] = [SF] / [SF] - коефіцієнт безпеки

де [SF]/ = 1,75,

[SF]/ = 1 (для кувань і штампувань).

Отже [SF] = 1,75.

Допустимі напруження:

для шестерні

F1] = = 278 МПа,

для колеса

F2] = = 247МПа

Знаходимо відношення :

для шестерні = 77МПа,

для колеса = 71МПа.

Подальший розрахунок слід вести для зубців колеса, для якого знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти Yв і K:

Yв = 1-= 1- = 0,77;

для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття еб = 1,5 і 8 степені точності K = 0,92.

Перевіряємо міцність зубця колеса за формулою:

уF2 = ? [уF]

уF2 = ? 174 МПа < [уF2] = 247 МПа.

Умова міцності виконана.

3. Попередній розрахунок валів редуктора

Попередній розрахунок проведемо на кручення за зниженими допустимими напруженнями.

Ведучий вал: ( рисунок 2 )

діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні [фk] = 25 МПа за формулою:

dB1 = = ? 28,95 мм.

Так як вал редуктора з'єднаний муфтою з валом електродвигуна (рисунок 1), то необхідно узгодити діаметри ротора dдв і вала dв1. Іноді приймають dдв = dв1. У підібраного електродвигуна 4А 160S6 У3, діаметр вала може бути 48 або 42мм. Приймаємо dдв = 42 мм. Вибираємо МУВП за ГОСТ 21424-75 з розточками напівмуфт під dдв = 42 мм, і dв1 = 32 мм (рисунок3). Приймемо під підшипниками dп1 = 40 мм. Шестерню виконуємо за одне ціле з валом.

Ведений вал: ( рисунок 3 )

Враховуючи вплив згину вала від натягу ланцюга, приймаємо [фk] = 20 МПа.

Діаметр вихідного кінця вала

dв2 = =49,5 мм.

Приймаємо найближче більше значення зі стандартного ряду dв2 = 52мм.

Діаметр вала під підшипниками приймаємо dп2 = 55 мм, під зубчастим колесом dк2 = 60 мм.

Діаметри інших ділянок валів призначено виходячи з конструктивних розумінь при компонуванні редуктора.

4. Конструктивні розміри шестерні і колеса

Шестерню виконуємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище: d1 = 56мм,dа1 = 60мм,b1 = 125 мм.

Діаметр западин

df1 = d1 - 2,5 mn =56- 2,5. 2= 51мм.

Колесо куте (рисунок 4):

d2 = 224мм, da2 = 228мм, b2 = 120 мм.

Діаметр западин

df2 = d2 - 2,5 mn =224- 2,5. 2,0 = 219мм.

Діаметр маточини

dм = 1,6 dk2 = 1,6. 60 = 96 мм.

Довжина маточини

lм = (1,2 ч 1,5) dk2 = (1,2 ч 1,5) 60= 72 ч 90 мм,

приймаємо lм = 120 мм.

Товщина обода

до = (2,5 ч 4) mn = (2,5 ч 4) 2 =5 ч 8 мм,

приймаємо до = 10мм.

Діаметр обода

Dо = df2 - 2до =219- 2. 10= 199мм.

Товщина диска

С = 0,3 b2 = 0,3. 120= 36мм.

Глибина проточки

h= 2.5м=2.5*2=5мм.

5. Конструктивні розміри корпуса редуктора

Товщина стінок корпуса і кришки:

д = 0,025 ащ + 1 = 0,025. 140+ 1 =5мм;

приймаємо д = 8 мм,

д1 = 0,02 aщ + 1 = 0,02 140 + 1 = 4мм;

приймаємо д1 = 8мм.

Товщина фланців поясів корпуса і кришки:

верхнього пояса корпуса і пояса кришки

b = 1,5 д = 1,5. 8 = 12 мм,b1 = 1,5 д1 = 1,5. 8 = 12 мм;

нижнього пояса корпуса

р = 2,35 д = 2,35. 8 = 19 мм; приймаємо р = 20 мм.

Ширина фланця

b2 > 2,5 d3 = 2,5. 10= 25 мм.

Діаметр болтів: фундаментних

d1 = (0,03 ч 0,036) aщ + 12 = (0,03 ч 0,036) 140 + 12 = 16,2 ч 17,04 мм;

приймаємо болти з різьбою М18, що кріплять кришку до корпуса біля підшипників

d2 = (0,7 ч 0,75) d1 = (0,7 ч 0,75) 18 = 12,6 ч 13,5 мм;

приймаємо болти з різьбою М14; що з'єднують кришку з корпусом

d3 = (0,5 ч 0,6) d1 = (0,5 ч 0,6) 18 = 9 ч 10,8 мм;

приймаємо болти з різьбою М10

Ширина лапи фундаментної плити

Вф = 2,5 d1 = 2,5. 18= 45 мм.

Товщина лапи

дф =(2,5 ч 3) д = 20 мм

6. Розрахунок ланцюгової передачі

Вибираємо приводний роликовий однорядний ланцюг ( таблиця П.1).

Обертальний момент на ведучий зірочці

Т3 = Т2 =476. 103 Н мм.

Передавальне число було прийнято раніше uл = 3,6.

Число зубців ведучої зірочки

z3 = 31 - 2 uл = 31 - 2. 3,6 ? 23,8; приймаємо z3 = 24.

Число зубців веденої зірочки

z4 = z3. uл = 24. 3,6 = 86,4; приймаємо z4 = 86

Тоді фактичне

uл = = = 3,58

Розрахунковий коефіцієнт навантаження:

Кэ = кд ка кн кр кзм кп = 1. 1. 1. 1,25. 1. 1,25 = 1,56,

де кд = 1 - динамічний коефіцієнт при спокійному навантаженні(передача до стрічкового конвеєра);

ка = 1 - враховує вплив міжосьової відстані [Ка =1 при au ? (3060)t];

кн = 1 - враховує вплив кута нахилу лінії центрів ( Кн =1, якщо цей кут не перевищує 60°; у даному прикладі ? =45° у відповідності до рисунку;кр = 1,25 - враховує спосіб регулювання натягу ланцюга (при періодичному регулюванні натягу ланцюга); кзм = 1 - при безперервному змащуванні;кп = 1,25 - враховує тривалість роботи в добу.Ведуча зірочка має частоту обертання

Середнє значення допустимого тиску при n2 ? 244 об/хв. [p] = 20 МПа.

Крок однорядного ланцюга (m = 1)

t ? 2,8. = 2,8. ? 32 мм.

Підбираємо за таблицею П.4 ланцюг ПР-38,1-127 за ГОСТ 13568-75, що має t = 38,1 мм; руйнівне навантаження Q 127 кН, масу q = 5,5 кг/м; =394

Швидкість ланцюга

косозубий ланцюговий електродвигун колесо

Колова сила

Тиск у шарнірі перевіряємо за формулою

Уточнюємо за таблицею П.3 допустимий тиск

[р] = 17[1+0,01(-17)] =17[1+0,01(24 - 17)] = 18,2 МПа.

Умова р < [р] виконана.

У цiй формулi 17МПа - табл. Значення допустимого тиску за табл. П.3 при 300 об/хв i t=38,1мм

Визначаємо число ланок ланцюга за формулою

де ;

Тоді

Н

Округлюємо до парного числа Lt=156.

Уточнюємо міжосьову відстань ланцюгової передачі за формулою

Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на тобто на 18810,004 8 мм.

Визначаємо діаметри ділильних кіл зірочок

Визначаємо діаметри зовнішніх кіл зірочок

де = 22,23 мм - діаметр ролика ланцюга (у відповідності до таблиці П.1 );

Сили, що діють на ланцюг:

колова =32620Н -- визначена вище;

від відцентрових сил

де q = 5,5 кг/м (за таблицею П.1 )

Від провисання

де =1,5 при куті нахилу передачі 45°

Розрахункове навантаження на вали
Перевіряємо коефіцієнт запасу міцності ланцюга
Це більше, ніж нормативний коефіцієнт запасу [s] ( таблиця П.4 ); отже, умова s > [s] виконана.
Розміри ведучої зірочки:
Маточина
;
lМ = (1,2 1,6) 52= 62 83 мм; приймаємо
Товщина диска зірочки 0,93 Bbн = 0,9325,4 24 мм, де Bbн - відстань між пластинками внутрішньої ланки ( таблиця П.1 ).
Аналогічно визначають розміри веденої зірочки.

7. Перший етап компонування редуктора

Приблизно по середині аркуша паралельно його довгій стороні проводимо горизонтальну осьову лінію; потім дві вертикальні лінії - осі валів на відстані aw = 138 мм.

Креслимо спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокутників; шестерня виконана за одне ціле з валом; довжина маточини lм = 70 мм; ширина вінця b2 = 88 мм.

Окреслюємо внутрішню стінку корпуса:

а) приймаємо зазор між торцем маточини і внутрішньою стінкою корпуса

А1 = 1,2 д = 1,2. 8 ? 10 мм;

б) приймаємо зазор від кола вершин зубців колеса до внутрішньої стінки корпуса А = д;

в) приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого вала і внутрішньою стінкою корпуса А = д;

Попередньо намічаємо радіальні шарикові підшипники середньої серії, габарити підшипника вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипників dп1 = 40 мм, dп2 = 50 мм.

Таблиця 2

Розміри підшипників

Умовне познач. підшипника

d

D

B

Вантажепід'ємність, к Н

Розміри, мм

С

С0

308

40

90

23

41,0

22,4

310

50

110

27

65,8

36,0

Виміром знаходимо відстані на ведучому валу l1 = 52 мм; на веденому валу l2 = 56 мм, l3 = 79 мм.

8. Перевірка довговічності підшипників

Ведучий вал (у відповідності до рисунка 6)

З попередніх розрахунків маємо Ft = 4250 Н, Fr = 1804Н, Fб = 2554Н,

З першого етапу компонування l1 = 52 мм;l0=82

Реакції опор у площині xz

Rx1 = Rx2 = = = 2125Н,

у площині yz

Ry1 = (Fr l1 + Fб) = (1804. 52 + 2554) = 902 Н,

Ry2 = (Fr l1 - Fб ) = (1804. 52 - 2554 ) = 902 Н.

Перевірка:

Ry1 + Ry2 - Fr = 902 + 902 - 1804= 0Н.

Побудова епюри My:

My2 = 0;

My3 = Rx2. l1 = 2125. 52 = 110500 Н мм;

My1 = 0.

Побудова епюри Mx:

Mx2 = 0;

Mx3спр = - Ry2. l1 = - 902. 52 = 46904 Н мм;

Mx3зл = - Ry2. l1 - Fб. = - 902. 52 +25544 = -11148Н мм;

Mx1 = 0;

Сумарні реакції

Pr1 = = = 2309 Н,

Pr2 = = = 2309 Н.

Намічаємо радіальні кулькові підшипники 308 (таблиця Р.1)d = 40 мм; D=90 мм; B = 23 мм; С = 41,0 к Н; Со = 22,4 к Н.

Еквівалентне навантаження за формулою:

Рэ = (X V Pr1 + Y Pб) Kб КТ,

де радіальне навантаження Pr1 = 2309 Н, осьове навантаження Pб = Fб = 2554 Н,

V = 1 (обертається внутрішнє кільце),коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів Kб = 1, КТ = 1 (таблиця С.2)

Відношення = = 0,114; цій величині відповідає (таблицею С.3) е ? 0,303.

Відношення = = 1,106> е; X = 0,56, Y = 1,441.

Pе = (0,56. 2309 + 1,441. 2554) ? 4972 Н.

Розрахункова довговічність, млн. об.

L = = = 561 млн. об.

Розрахункова довговічність, год.:

Lh = = = 9,6. 103 год.

Ведений вал (рисунок 7) несе такі ж навантаження як і ведучий: Ft = 4250Н, Fr = 1804 Н, Fб = 2554Н

Навантаження на вал від ланцюгової передачі Fв = 3566 Н.

Складові цього навантаження

Fв = Fвy = Fв sinг = 3566. 0,7071 = 2522 Н.

З першого етапу компонування l2 = 56мм,l3 = 79мм.

Реакції опор

у площині xz

Rx3 = (Ft l2 - Fвx l3) = (4250. 56 - 2522. 79) = 1092 Н,

Rx4 = [Ft l2 + Fвx (2l2 + l3)] = [4250. 56 + 2522 (2. 56 + 79)] = 5674 Н.

Перевірка:

Rx3 + Rx4 - (Ft + Fвx) = 1092 + 5674 - (4250 + 2522) = 0.

У площині yz

Ry3 = (Ft l2 - Fб + Fвy l3) = (4250. 56 - 1804 + + 2522. 79) =

= 1929Н,

Ry4 = [- Ft l2 - Fб + Fвy (2l2 + l3)] = [-1804. 56 - 2554 +

+ 2522 (2. 56 + 79)] = 2647 Н.

Перевірка:

Ry3 + Fвy - (Ft + Ry4) = 1929 + 2522 - (4250 + 2647) = 0

Сумарні реакції:

Pr3 = = = 2220 Н,

Pr4 = = = 6261 Н.

Побудова епюри Мy:

My4спр = 0;

My4зл = Fвx l3 = 2522. 79 = 199238 Н мм;

My3спр = - Ry4 l2 = - 2647. 56 = - 61488 Н мм;

My3зл = 0.

Побудова епюри Мx:

Mx4спр = 0;

Mx4зл = Fвx l3 = 2522. 79 = 199238 Н мм;

Mx3спр = - Ry4 l2 + Fвy ( l2 + l3 ) = - 2647. 56 +2522 (56 + 79) = 192238Н мм;

Mx3зл = - Ry4 l2 - Fб. + Fвy ( l2 + l3 ) = - 2647. 56 - 2554 + 2522 (56 +

+ 79) = 49214 Н мм;

Mx3 = 0.

Вибираємо підшипники по більш навантаженій опорі 4. Кулькові радіальні підшипники 311 середньої серії (таблиця Р.1): d = 55 мм,D = 120 мм,В = 29 мм,C = 71,5 к Н,Со = 41,5 к Н.

Відношення = = 0,062,

цій величині (таб С.3) відповідає е ? 0,264.

Відношення = = 0,408 > е, отже X= 0,56, Y = 1,678.

Тому

Pe = Pr4 V Kд KТ = 6261. 1. 1,2. 1 = 9351Н.

Приймемо Kд = 1,2, зважаючи, що ланцюгова передача підсилює нерівномірність навантаження.

Розрахункова довговічність, млн. об.

L = = ? 447 млн. об.

Розрахункова довговічність, год.

Lh = = ? 31 год.

9. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

Шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перетинів шпонок і пазів і довжини шпонок - за ГОСТ 23360-78.(таблицею Т.1)

Матеріал шпонок -- сталь 45 нормалізована. Напруження зминання й умова міцності за формулою:

? [зм]

Допустимі напруження зминання при сталевій маточині [зм] = 100 ч 200 МПа, при чавунній [зм] = 50 ± 70 МПа.

Ведучий вал: d = 32 мм, b h = 10 8 мм, t1 = 5 мм, довжина шпонки l = 70 мм, момент на ведучому валу T1=119. 10і Нмм

зм= 2 119 10і /32(8-5) (70-10) = 41,3МПа < [зм]

(матеріал напівмуфт МПВП - чавун марки СЧ 20).

Ведений вал

З двох шпонок -- під зубчастим колесом і під зірочкою -- більш навантажена друга. Перевіряємо шпонку під зірочкою: d = 52 мм, b h = 16 10 мм, t1= 6 мм, довжина шпонки l =63 мм, момент Т2= 476103 Нмм

зм = 2. 476. 103/52(10-6) (63-16) = 97,4МПа < [зм]

Умову зм > [зм] - виконано.

10. Уточнений розрахунок валів

Ведений вал ( рисунок 7).

Матеріал вала - сталь 40Х поліпшена; в = 930 МПа ( таблиця В.1)

Границі витривалості -1= 0,43930=400МПа і -1= 0,58•400= 232 МПа.

Перетин А--А. Діаметр вала в цьому перетині 55 мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпонкової канавки k=l,90 і kф=1,9 масштабні фактори е= 0,675, е=0,675 (таб У.2); коефіцієнти = 0,2 і ф= 0,1

Крутний момент Т2 =476103 Нмм.

Згинальний момент у горизонтальній площині

Мґ=Rх3l2=109856 =61488 Нмм.

Згинальний момент у вертикальній площині

Сумарний згинальний момент у перетині А-А

Момент опору крученню (d = 60 мм; b = 18мм; t1=7мм)

Момент опору згинанню (таблиця У.1 )

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

Aмплітуда нормальних напружень згинання

середнє напруження m=0.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину А-А

Перетин К-К. Концентрація напружень обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом (таб У.3);

МПа і МПа; Приймаємо =0,2 і =0,1.

Згинальний момент

M4=Fвl3=3566 79 281714 Нмм.

Осьовий момент опору

Амплітуда нормальних напружень

;

Полярний момент опору

Wp=2W=216334=32668ммі.

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями
Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями
Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину К-К
Перетин Б-Б. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпонкової канавки ( таблиця У.1 ): і ; і 695
Згинальний момент (покладемо = 47 мм)

Момент опору перетину нетто при b=16 мм і =6 мм

Амплітуда нормальних напружень згинання

Момент опору крученню перетину нетто

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

Коефіцієнти запасу міцностi

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину Б-Б

Таблиця 3

Результати перевірки міцності

Перетин

А-А

К-К

Б-Б

Коефіцієнт запасу s

6

5,1

6,7

В усіх перетинах S > [S]

11. Змащування редуктора

Змащування зубчастого зачеплення відбувається зануренням зубчастого колеса в масло, яке заливають всередину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм. Об'єм масляної ванни V визначаємо з розрахунку 0,25 дм3 масла на 1 квт переданої потужності:

V = 0,2512,1 3,025 дм3.

За таблицею Ф.1 установлюємо в'язкість масла. При контактних напруженнях = 475МПа і швидкості V = 2,85 м2/с рекомендована в'язкість масла приблизно повинна дорівнювати 2810 м2/с. За таблицею Ф.2 приймаємо масло індустріальне И-ЗОА (за ГОСТ 20799-75).

Камери підшипників заповнюємо пластичним змащувальним матеріалом УТ-1 (таблицею Ф.3), періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Вибір електродвигуна, кінематичний розрахунок. Розрахунок параметрів зубчастих коліс, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса. Вибір підшипників кочення. Перевірка шпоночних з'єднань. Вибір та розрахунок муфти. Робоче креслення валу.

    курсовая работа [3,3 M], добавлен 19.02.2013

  • Вибір електродвигуна; розрахунок привода, зубчатої передачі, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса редуктора. Перевірка підшипника та шпонкових з'єднань на міцність та довговічність. Посадка шківа і вибір сорту мастила.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 08.10.2014

  • Кінематичний розрахунок рушія та вибір електродвигуна. Розрахунок зубчастої передачі редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса та корпуса. Перевірочний розрахунок підшипників та шпонкових з’єднань. Змащування зубчастої пари та підшипників.

    курсовая работа [2,0 M], добавлен 29.12.2013

  • Завдання на проектування привода стрічкового живильника: вибір електродвигуна, розрахунок зубчастих коліс, валів редуктора, ланцюгової передачі і шпонкових з'єднань, конструктивні розміри шестірні, колеса й корпуса, вибір масел, складання редуктора.

    курсовая работа [158,4 K], добавлен 24.12.2010

  • Вибір системи електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок привода. Конструктивні розміри шестерні, колеса та корпусу редуктора, обчислення ланцюгової передачі. Визначення необхідної потужності електродвигуна, перевірка міцності шпонкових з'єднань.

    курсовая работа [83,7 K], добавлен 24.12.2010

  • Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі. Розрахунок закритої прямозубої циліндричної передачі. Проектний розрахунок валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса, кришки редуктора. Перевірочний розрахунок веденого вала.

    курсовая работа [1,8 M], добавлен 19.11.2014

  • Підбір електродвигуна і кінематичний розрахунок урухомника. Вибір допустимих напружень для коліс і шестерні. Розрахунок валів, передачі на контактну витривалість та зусиль, що виникають в неї. Підбір підшипників кочення, шпонок. Складання редуктора.

    курсовая работа [571,1 K], добавлен 25.01.2014

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.