Содержание.
Задание на проект
Введение
1. Выбор электродвигателяи кинематический расчет
2. Расчет зубчатых колес
2.1 Выбор материала
2.2 Расчет быстроходнойступени
2.3 Расчет тихоходнойступени
3. Предварительный расчетвалов редуктора
4. Конструктивные размерышестерни и колеса
5. Конструктивные размерыкорпуса и крышки
6. Проверка долговечностиподшипников
7. Проверка прочностишпоночных соединений
8. Уточненный расчетвалов
9. Выбор сорта масла
10. Посадки деталейредуктора
11. Список литературы
Спецификация к редуктору
Задание:Спроектировать привод ленточного транспортера.
Вариант № 38.
/>
Исходныеданные:
Срокслужбы: 7 лет
Мощностьна выходном валу Р3= 8 кВт
Угловаяскорость на выходном валу w3= 3.2π рад/с = 10 рад/с
/>ВВЕДЕНИЕ.
Целькурсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширитьтеоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов.Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокаяпроизводительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса,удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используютсязубчатые передачи.
Редукторомназывают механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный ввиде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя крабочей машине.
Назначениередуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомоговала по сравнению с валом ведущим.
Нам внашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, атакже подобрать муфты, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса,в котором помещены элементы передачи – 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы ипр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной такжепосредством муфты с транспортером.
1. Выбор электродвигателяи кинематический расчет.
Кинематический анализ схемыпривода.
Привод состоит изэлектродвигателя, двухступенчатого редуктора. При передаче мощности имеютместо ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такиесопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорахвалов, в муфтах и в ремнях с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валубудет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.
1.1 Коэффициент полезного действия привода.
Потаблице 1.1 [1] коэффициент полезного действия пары цилиндрических колес ηз.к.= 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ηп= 0,99; коэффициент, учитывающий потери в муфте ηм = 0,98;коэффициент, учитывающий потери в ремне с роликами ηр = 0,9/>/>
/>0,98*0,99*0,98 = 0,95
/>0,95*0,98*0,99 = 0,92
/>0,92*0,99 = 0,91 Общий КПД привода:
/>
/>= 0,982 * 0,995* 0,982*0,9 = 0,8
1.2 Выборэлектродвигателя.
Требуемаямощность электродвигателя:
Ртр=Р3//>=8/0,8=10 кВт,
Частотавращения барабана:
/>
Привыборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полнойзагрузкой.
Пусковаятребуемая мощность:
Рп=Ртр*1,3м=10*1,3=13кВт
Эквивалентнаямощность по графику загрузки:
/>
/>/> кВт
ПоГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [1]) по требуемой мощности
Ртр= 10 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный
короткозамкнутыйсерии 4АН закрытый, обдуваемый с синхронной частотой
n = 1500 об/мин 4АН132М4с параметрами Рдв = 11 кВт и скольжением
S=2,8 %, отношениеРп/Рн=2. Рпуск=2*11=22 кВт — мощность данногодвигателя на пуске. Она больше чем нам требуется Рп= 13 кВт.
Номинальная частота вращения двигателя:
/>
где: nдв – фактическая частота вращениядвигателя, мин-1;
n – частота вращения, мин-1;
s – скольжение, %;
/>
Передаточноеотношение редуктора:
U=nдв/n3=1458/95,5=15,27
Передаточноеотношение первой ступени примем u1=5; соответственно второй ступени u2=u/u1=15,27/5=3,05
1.3 Крутящие моменты.
Моментна входном валу:
/> ,
где: Ртр – требуемая мощность двигателя, кВт;
/> – угловая скоростьвращения двигателя, об/мин;
/>
где: nдв – частота вращения двигателя, мин-1;
/>
Моментна промежуточном валу:
Т2= Т1 * u1 * η2
где: u1 – передаточное отношение первой ступени;
η2 – КПД второго вала;
Т2= 65,5*103 * 5*0,92 =301,3*103 Нмм
Угловая скорость промежуточного вала:
/>
Момент на выходном валу:
Т3= Т2 * u2 * η3
где: u2 – передаточное отношение второй ступени;
η3 – КПД третьего вала;
Т3= 301,3*103 * 3,05 * 0,91 = 836,3*103 Нмм
Угловая скорость выходного вала:
/>
Вседанные сводим в таблицу 1:
таблица1 Быстроходный вал Промежуточный вал Тихоходный вал Частота вращения, об/мин
n1= 1458
n2=291,3
n3=95,5 Угловая скорость, рад/с
w1= 152,7
w2 =30,5
w3= 10
Крутящий момент, 103 Нмм
T1= 65,5
T2= 301,3
T3= 836,3
2. Расчет зубчатых колес.
2.1Выбор материала.
Выбираем материал со среднимимеханическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка –улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка –улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200.
Допускаемыеконтактные напряжения по формуле (3.9 [1])
/>, МПа
где: σНlimb– предел контактной выносливости,МПа;
/>, МПа
дляколеса: />= 2*200 + 70 =470 МПа
дляшестерни: />= 2*230 + 70= 530 Мпа
КНL – коэффициент долговечности
/>,
где: NHO – базовое число циклов напряжений;
NНЕ – число циклов перемены напряжений;
Таккак, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают КHL = 1.
[SH] – коэффициент безопасности, дляколес нормализованной и улучшенной стали принимают [SH] = 1,1/>1,2.
Дляшестерни: />
Дляколеса: />
Тогдарасчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])
/>
/>= 0.45(481+428)=410 МПа.
2.2 Расчетбыстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.
2.2.1 Межосевое расстояние определяем поформуле (3.7 [1])
/>, мм
где: Ка – для косозубых колес Ка = 43;
u1 – передаточное отношение первойступени;
Т2– крутящий момент второго вала, Нмм;
КНβ– коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по шириневенца.
Припроектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение КНβпо таблице 3.1 [1]. КНβ=1,25
[σH] – предельно допускаемое напряжение;
ψba – коэффициент отношения зубчатоговенца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ψba= 0,25 /> 0,40.
/>мм
Ближайшеезначение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аw = 160 мм (см. с.36 [1]).
2.2.2 Нормальный модуль:
mn =(0,01/>0,02)*аw
где: аw – межосевое расстояние, мм;
mn =(0,01/>0,02)*аw = (0,01/>0,02)*160= 1,6/>3,2 мм
Принимаемпо ГОСТ 9563-60 mn = 3.
Предварительнопримем угол наклона зубьев β=10°.
2.2.3 Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] ):
/>,
где: аw – межосевое расстояние, мм;
β – уголнаклона зуба, °;
u1 – передаточное отношение первойступени;
mn –нормальный модуль, мм;
/>
2.2.4 Число зубьев колеса:
z2 = z1 * u1 = 17*5=85
2.2.5 Уточняем значение угла наклоназубьев:
/>,
где: z1 – число зубьев шестерни;
z2 – число зубьев колеса;
mn –нормальный модуль, мм;
аw – межосевое расстояние, мм;
/>
β= 17°
2.2.6 Диаметры делительные.
Дляшестерни: />
Дляколеса: />
Проверка: />
2.2.7 Диаметры вершин зубьев.
Дляшестерни: da1 =d1+2mn =53,3+ 2*3 = 59,3 мм
Дляколеса: da2 =d2+2mn = 266,7+ 2*3 = 272,7 мм
2.2.8 Ширина зуба.
Дляколеса: b2 = ψba * aw = 0,4 * 160 = 64 мм
Дляшестерни: b1 = b2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм2.2.9 Коэффициент ширины шестерни подиаметру.
/>,
где: b1 – ширина зуба для шестерни, мм;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм;
/>
2.2.10 Окружнаяскорость колес.
/> м/с
Степеньточности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять8-ю степень точности.
2.2.11 Коэффициентнагрузки.
/>
Потаблице 3.5 [1] при ψbd=1,29, твердости НВ
Потаблице 3.4 [1] при ν = 4,1 м/с и8-й степени точности коэффициент КНα=1,07.
Потаблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэф-фициент КНυ = 1.
/> = 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252
2.2.12 Проверяемконтактные напряжения по формуле 3.6 [1].
/>, МПа
где: аw – межосевое расстояние, мм;
Т2– крутящий момент второго вала, Нмм;
КН– коэффициент нагрузки;
u1 - передаточное отношение первойступени;
b2 – ширина колеса, мм;
/>
Условиепрочности выполнено.
2.2.13 Силы,действующие в зацеплении.
Взацеплении действуют три силы:
- Окружная
/>, Н
где: Т1 – крутящий момент ведущего вала, Нмм;
d1 –делительный диаметр шестерни, мм;
/>
- Радиальная
/>, Н
где: α– угол зацепления, °;
β– угол наклона зуба, °;
/>
- Осевая
Fa = Ft * tg β, Н
Fa = Ft * tg β = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н
2.2.14 Проверказубьев на выносливость по напряжениям изгиба
(см. формулу 3.25 [1] ).
/>, МПа
где: Ft – окружная сила, Н;
Коэффициентнагрузки КF = KFβ * KFν ( см. стр. 42 [1])
Потаблице 3.7 [1] при ψbd= 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колесотносительно опор коэффициент КFβ = 1.36.
Потаблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 4,1 м/скоэффициент КFυ =1,1.
Такимобразом, КF = 1,36 *1,1 = 1,496.
Коэффициент,учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zυ
- У шестерни />
- У колеса />
КоэффициентYF1 = 3,85 и YF2= 3,6 (см. стр. 42 [1] ).
Определяемкоэффициенты Yβ и КFα.
/>
/>,
гдесредние значения коэффициента торцевого перекрытия εα =1,5; степень точности n = 8.
Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:
/>, МПа
Потаблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба/>= 1,8 НВ.
Дляшестерни />= 1,8 * 230 = 414 МПа
Дляколеса />= 1,8 * 200 = 360 МПа
Коэффициентбезопасности />
Потаблице 3.9 [1] [SF]’ =1.75 для стали 45 улучшенной; [SF]” = 1 для поковок и штамповок.
/>
Допускаемыенапряжения:
Дляшестерни />
Дляколеса />
Проверкуна изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение /> меньше. Найдем отношения:
Дляшестерни />
Дляколеса />
Проверкуна изгиб проводим для колеса:
/>
Условиепрочности выполнено.
2.3 Расчеттихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.
2.3.1 Межосевоерасстояние определяем по формуле (3.7 [1])
/>, мм
где: Ка = 43;
u3 – передаточное отношение на выходе;
Т3– крутящий момент на выходе;
КНβ=1.25
ψba= 0,25 /> 0,40.
/>
Ближайшеезначение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аw = 200 мм (см. с.36 [1]).
2.3.2 Нормальный модуль.
mn =(0,01/>0,02)*аw = (0,01/>0,02)*200= 2/>4 мм
Принимаемпо ГОСТ 9563-60 mn = 3мм
Предварительнопримем угол наклона зубьев β=10°.
2.3.3 Число зубьев шестерни (формула 3.12[1] )
/>
2.3.4 Число зубьев колеса
Z4 = z3 * u2 = 32*3,05=97,6
2.3.5 Уточняем значение угла наклона зубьев.
/>
β= 12,83°=12o50/
2.3.6 Диаметры делительные.
Дляшестерни: />
Дляколеса: />
Проверка: />
2.3.7 Диаметры вершин зубьев.
Дляшестерни: da3 =d3+2mn =98,5+ 2*3 = 104,5 мм
Дляколеса: da4 =d4+2mn =301,5 + 2*3 = 307.5 мм
2.3.8 Ширина зуба.
Дляколеса: b4 = ψba aw = 0,4 * 200 = 80 мм
Дляшестерни: b3 = b4 + 5 = 80 + 5 = 85 мм2.3.9 Коэффициент ширины шестерни по диаметру.
/>
2.3.10 Окружная скорость колес.
/>, м/с
Степеньточности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять8-ю степень точности.
2.3.11 Коэффициент нагрузки.
/>
Потаблице 3.5 [1] при ψbd=0,93, твердости НВ
Потаблице 3.4 [1] при ν = 1,5 м/с и8-й степени точности коэффициент КНα=1,06.
Потаблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости более 1,5 м/с коэффициент КНυ = 1.
/> = 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15
2.3.12 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].
/>
Условиепрочности выполнено
2.3.13 Силы, действующие в зацеплении.
В зацеплении действуют три силы:
- Окружная
/>
- Радиальная
/>
- Осевая
Fa = Ft * tg β=6117,8*0.228=1394,9 Н2.3.14Проверка зубьев навыносливость по напряжениям изгиба
Коэффициентнагрузки КF = KFβ * KFν ( см. стр. 42 [1])
Потаблице 3.7 [1] при ψbd= 0,863, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колесотносительно опор коэффициент КFβ = 1.2.
Потаблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 1,5м/скоэффициент КFυ =1,1.
Такимобразом, КF = 1,2 *1,1 = 1,32.
Коэффициент,учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zυ
У шестерни />
У колеса />
КоэффициентYF1 = 3,62 и YF2= 3,6 (см. стр. 42 [1] ).
Определяемкоэффициенты Yβ и КFα.
/>
/>,
гдесредние значения коэффициента торцевого перекрытия εα =1,5; тепень точности n = 8.
Допускаемыенапряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:
/>,
Потаблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом циклеизгиба />= 1,8 НВ.
Дляшестерни />= 1,8 * 230 = 414 МПа
Дляколеса />= 1,8 * 200 = 360 МПа
Коэффициентбезопасности />
Потаблице 3.9 [1] [SF]’ =1.75 для стали 45 улучшенной; [SF]” = 1 для поковок и штамповок.
/>
Допускаемыенапряжения:
Дляшестерни />
Дляколеса />
Проверкуна изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение /> меньше. Найдем отношения:
Дляшестерни />
Дляколеса />
Проверкуна изгиб проводим для колеса
/>
Условиепрочности выполнено.
3. Предварительныйрасчет валов редуктора.
Предварительныйрасчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тотже что и шестерня Сталь 45 улучшенная.3.1 Ведущий вал:
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении /> Н/мм2.
/>, мм [1]
где:Т-крутящий момент, Нмм;
/> — допускаемое напряжение, Н/мм2;
/> мм
Таккак вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласоватьдиаметры ротора dдв и вала dв1. Муфты УВП могут соединять валы с соотношением dв1:dдв/>0,75, но полумуфты должны при этомиметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя dдв=32 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ21425-93 с расточками полумуфт под dдв=32 мм и dв1=25 мм.
Примемпод подшипник dп1=30 мм.
Шестернювыполним за одно целое с валом.
3.2 Промежуточный вал:
Материалтот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.
Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении /> Н/мм2.
/> мм
Примемдиаметр под подшипник dП2=30 мм.
Диаметрпод зубчатым колесом dзк=35 мм.
Шестернювыполним за одно с валом.
3.3 Выходной вал:
Материалтот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении /> Н/мм2.
/> мм
Выбираеммуфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под dв3=46мм.
Диаметрпод подшипник примем dП3=50 мм.
Диаметрпод колесо dзк=55 мм.
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Размерыколес определяются из следующих формул (табл.10.1[1]):
Диаметрвпадин зубьев: df=d1-2.5mn, мм
Диаметрступицы: />, мм
длинаступицы: />, мм
толщинаобода: />, мм., но неменее 8 мм.
толщинадиска: />, мм
диаметротверстий: />, мм Do=df-2/> мм
фаска: n=0.5mnx 45o
Всерасчеты сводим в таблицу 2:
Таблица2 z
mn
b,
мм
d,
мм
da,
мм
df,
мм
dст,
мм
Lст,
мм
/>,
мм
С,
мм
Первая
ступень шестерня 17 3 69 53,3 59,34 45,8 - - - - колесо 85 3 64 266,7 272,7 259,2 72 67,5 8 18
Вторая
ступень шестерня 32 3 85 98,5 104,5 91 - - - - колесо 98 3 80 301,5 307,5 294 104 97,5 8 24
5. Конструктивные размеры корпуса и крышки
Расчетпроведем по формулам (табл. 10.2, 10.3[1]):
Толщинастенки корпуса: /> мм.
Толщинастенки крышки редуктора: /> мм.
Толщинаверхнего пояса (фланца) корпуса: /> мм.
Толщинанижнего пояса (фланца) крышки корпуса: /> мм.
Толщинанижнего пояса корпуса: /> мм.,примем р=23 мм.
Толщинаребер основания корпуса:/> мм.,примем m=9 мм.
Толщинаребер крышки корпуса: /> мм., примем m=8 мм.
Диаметрыболтов:
- фундаментальных: />мм., принимаем болты срезьбой М20;
- крепящих крышку ккорпусу у подшипников: /> мм., принимаем болты с резьбой М16;
- крепящих крышкус корпусом: /> мм., принимаем болты срезьбой М12;
Гнездопод подшипник:
- Диаметр отверстияв гнезде принимаем равным наружному диаметру подшипника: Dп1=30 мм, Dп2=60 мм.
- Диаметр гнезда: Dk=D2+(2-5) мм., D2 – Диаметр фланца крышки подшипника,на 1 и 2 валах D2= 77мм, на 3 валу D2= 105мм. Тогда Dk1=D2+(2-5)= 80 мм, Dk2=D2+(2-5)= 110 мм.
Размерырадиальных шарикоподшипников однорядных средней серии приведены в таблице 3:
Таблица3Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность, кН Размеры, мм С
Со N306 30 72 19 28,1 14,6 N310 50 100 27 65,8 36
Размерыштифта:
- Диаметр /> мм.
- Длина />мм.
Изтабл. 10.5[1] принимаем штифт конический ГОСТ 3129-70
/> мм, /> мм.
Зазормежду торцом шестерни с одной стороны и ступицы с другой, и внутренней стенкойкорпуса А1=1,2/>=1,2*10=12мм.
Зазорот окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, а такжерасстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутреннейстенкой корпуса А=/>=10 мм.
Дляпредотвращения вытекания смазки подшипников внутрь корпуса и вымыванияпластического смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепленияустанавливаем мазеудерживающие кольца, их ширину определяет размер y=8-12 мм. Мы принимаем y=10 мм.6.Проверкадолговечности подшипников 6.1 Ведущий вал
/>
Реакцииопор:
вплоскости XZ: />
/>
/>
/>
Проверка:/>/>
-388,2-2457,8+2108,7+737,3=0
вплоскости YZ: />
/>
/>
/>
Проверка:/>/>
-542,5+935,4-392,9=0
Суммарныереакции:
/>
/>
Подбираем подшипник поболее нагруженной опоре №2Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность, кН Размеры, мм С
Со N306 30 72 19 28,1 14,6
Отношение/>
Этойвеличине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,21
Отношение/> X=0.56, Y=2.05
Эквивалентнаянагрузка по формуле:
/>, H
где V=1-вращается внутреннее кольцоподшипника;
коэффициент безопасности по таблице 9.19[1] КБ=1;
температурный коэффициент по таблице 9.20[1] КТ=1,0.
/>H
Расчетнаядолговечность, млн. об по формуле :
/>
Расчетнаядолговечность, ч по формуле :
/> ч
Фактическоевремя работы редуктора
Срокслужбы 7 лет, при двухсменной работе:
365дней*16ч.КгодКсут=365*16*0,7*0,3=1226,4ч.
6.2 Промежуточный вал
/>
Реакцииопор:
вплоскости XZ: />
/>
/>
/>
Проверка:/>/>
3176-6117,8+484+2457,8=0
вплоскости YZ: />
/>
/>
/>
Проверка:/>/>
1,6+2283,8-935,4-1350=0
Суммарныереакции:
/>
/>
Подбираем подшипник поболее нагруженной опоре №1Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность, кН Размеры, мм С
Со N306 30 72 19 28,1 14,6
Отношение/>
Этойвеличине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,21
Отношение/> X=1, Y=0
Эквивалентнаянагрузка по формуле:
/>H
Расчетнаядолговечность, млн. об по формуле :
/>
Расчетнаядолговечность, ч по формуле :
/> ч
6.3 Ведомый вал
/>
Реакцииопор:
вплоскости XZ: />
/>
/>
/>
Проверка:/>/> -5325,8+6117,8+1043,3-1835,3=0
вплоскости YZ: />
/>
/>
/>
Проверка:/>/>
-254,6-2283,8+2538,4=0
Суммарныереакции:
/>
/>
Подбираем подшипник поболее нагруженной опоре №1Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность, кН Размеры, мм С
Со N310 50 100 27 65,8 36
Отношение/>
Этойвеличине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,195
Отношение/> X=0.56, Y=2.2
Эквивалентнаянагрузка по формуле:
/>H
Расчетнаядолговечность, млн. об по формуле :
/>
Расчетнаядолговечность, ч по формуле :
/> ч
/>/>/>7.Проверка прочности шпоночных соединений
Применяютсяшпонки призматические со скругленными торцами по
ГОСТ23360-78. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.
Диаметр вала
d, мм
Ширина шпонки
b, мм
Высота шпонки
h, мм
Длина шпонки
l, мм
Глубина паза
t1, мм 25 8 7 30 4 35 10 8 32 5 46 12 8 65 5 55 16 10 55 6
Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
/>
Допускаемыенапряжения смятия при стальной ступице />=100...120Мпа
7.1Ведущий вал
При d=25 мм; />; t1=4 мм; длине шпонки l=30 мм; крутящий момент Т1=65,5Нм
/>
7.2 Промежуточный вал
При d=35 мм; />; t1=5 мм; длине шпонки l=32 мм; крутящий момент Т2=301,3Нм
/>
7.3 Ведомый вал
При d=55 мм; />; t1=6 мм; длине шпонки l=55 мм; крутящий момент Т3=314Нм
/>
При d=46 мм; />; t1=5 мм; длине шпонки l=65 мм
/>
8.Уточненный расчет валов 8.1 Ведущий вал
Уточненныйрасчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их сдопускаемыми значениями [s].Прочность соблюдена при />.
Материалвала — сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1] />
Пределывыносливости:
/>
/>
/>
СечениеА-А. Концентрациянапряжений обусловлена наличием шпоночного паза
Коэффициентзапаса прочности по нормальным напряжениям изгиба
/>
Коэффициентзапаса прочности по касательным напряжениям
/>
Потаблице 8.5[1] принимаем />;/>
По таблице 8.8[1] принимаем />;/>
Моментсопротивления кручению по таблице 8.5[1]:
/>
при d=25 мм; b=8 мм; t1=4 мм
/>
Моментсопротивления изгибу:
/>
При d=25 мм; b=8 мм; t1=6 мм
/>
Изгибающиймомент в сечении А-А
/>
My=0;/>
MА-А=МX
Амплитудаи среднее значение отнулевого цикла:
/>
Амплитуданормальных напряжений:
/>,
Составляющая постоянныхнапряжений:
/>
тогда
/>
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )
/>
Условиепрочности выполнено.
СечениеВ-В
принимаем/>
/>
Моментсопротивления кручению при d=40.3мм:
/>
Моментсопротивления изгибу:
/>
Изгибающиймомент в сечении B-B
/>
/>
/>
/>
Амплитудаи среднее значение отнулевого цикла:
/>
Амплитуданормальных напряжений:
/>,
/> величина очень маленькая поэтому ее учитывать небудем
тогда
/>
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )
/>
Условиепрочности выполнено.8.2 Промежуточныйвал
Материалвала — сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1] />
Пределывыносливости:/> />
/>
/>
СечениеА-А.
Концентрациянапряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом
принимаем/>
/>
Моментсопротивления кручению при d=30мм:
/>
Моментсопротивления изгибу:
/>
Изгибающиймомент в сечении А-А
/>
/>
/>
/>
Амплитудаи среднее значение отнулевого цикла:
/>
Амплитуданормальных напряжений:
/>,
/> величина очень маленькая поэтому ее учитывать небудем
тогда
/>
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )
/>
Условиепрочности выполнено.
СечениеВ-В.Концентрация напряженийобусловлена наличием шпоночного паза
принимаем/>
/>
Моментсопротивления кручению при d=35мм; b=10 мм; t1=5 мм
/>
Моментсопротивления изгибу:
/>
Изгибающий момент всечении B-B
/>
/>
/>
/>
Амплитудаи среднее значение отнулевого цикла:
/>
Амплитуданормальных напряжений:
/>,
/> величина очень маленькая поэтому ее учитывать небудем
тогда
/>
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )
/>
Условиепрочности выполнено./>/>8.3 Ведомый вал
Материалвала — сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1] />
Пределывыносливости:
/>/>
/>
СечениеА-А.Концентрация напряженийобусловлена наличием шпоночного паза
принимаем/>
/>
Моментсопротивления кручению при d=55мм; b=16 мм; t1=6 мм
/>
Моментсопротивления изгибу:
/>
Изгибающиймомент в сечении А-А
/>
/>
/>
/>
Амплитудаи среднее значение отнулевого цикла:
/>
Амплитуданормальных напряжений:
/>,
/> величина очень маленькая поэтому ее учитывать небудем
тогда
/>
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )
/>
Условиепрочности выполнено.
СечениеВ-В.Концентрация напряженийобусловлена наличием шпоночного паза
принимаем/>
/>
Моментсопротивления кручению при d=42мм; b=12 мм; t1=5 мм
/>
Моментсопротивления изгибу:
/>
Изгибающий момент всечении B-B
/>
/>
/>
/>
Амплитудаи среднее значение отнулевого цикла:
/>
Амплитуданормальных напряжений:
/>,
/> величина очень маленькая поэтому ее учитывать небудем
тогда
/>
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )
/>
Условиепрочности выполнено.
9.Выбор сортамасла
Смазываниезубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса на промежуточномвалу в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружениетихоходного колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем израсчета 0.25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V=0.25*11=2.75 дм3. Потаблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени приконтактных напряжениях />401,7 МПа искорости v=2,8 м/с рекомендуемая вязкость масладолжна быть примерно равна 28*10-6 м2/с. Для тихоходнойступени при контактных напряжениях />400,7МПа и скорости v=1,05м/срекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34*10-6 м2/с.
Средняявязкость масла
/>
Потаблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
Камерыподшипников заполняем пластическим смазочным материалом УТ-1(табл.9.14[1]), периодическипополняем его шприцем через пресс-масленки.
/>10.Посадки деталей редуктора
Посадкиназначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1].
Посадказубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25347-82.
Шейкивалов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Отклоненияотверстий в корпусе под наружные кольца по H7.
Остальныепосадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13[1].
11.Cписок литературы
1. ЧернавскийС.А. Курсовоепроектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов .– М.:Машиностроение, 1980.–351 с.
2. ШейнблитА.Е. Курсовоепроектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшаяшкола, 1991. – 432 с.: ил.
3. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2ч.Ч.1. – 7-е изд., — Л.: Политехника, 1991. 576с.: ил.
4. В.И.Анурьев Справочникконструктора-машиностроителя: т.1,2,3.-М.: Машиностроение, 1982г.576 с., ил.
5. ЕремеевВ.К., Горнов Ю.Н. Курсовоепроектирование деталей машин: Методическое пособие и задания к проектам для студентов заочной формыобучения всех технических специальностей. — И.: Изд-во ИрГТУ, 2004г. – 128 с.