Реферат по предмету "Промышленность, производство"


Двухступенчатый редуктор

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.


Не сдавайте скачаную работу преподавателю!
Данный реферат Вы можете использовать для подготовки курсовых проектов.

Поделись с друзьями, за репост + 100 мильонов к студенческой карме :

Пишем реферат самостоятельно:
! Как писать рефераты
Практические рекомендации по написанию студенческих рефератов.
! План реферата Краткий список разделов, отражающий структура и порядок работы над будующим рефератом.
! Введение реферата Вводная часть работы, в которой отражается цель и обозначается список задач.
! Заключение реферата В заключении подводятся итоги, описывается была ли достигнута поставленная цель, каковы результаты.
! Оформление рефератов Методические рекомендации по грамотному оформлению работы по ГОСТ.

Читайте также:
Виды рефератов Какими бывают рефераты по своему назначению и структуре.