Двоступінчастий редуктор

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

Зміст.
Завдання на проект
Введення
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
2. Розрахунок зубчастих коліс
2.1 Вибір матеріалу
2.2 Розрахунок швидкохідної щаблі
2.3 Розрахунок тихохідної щаблі
3. Попередній розрахунок валів редуктора
4. Конструктивні розміри шестерні і колеса
5. Конструктивні розміри корпуса і кришки
6. Перевірка довговічності підшипників
7. Перевірка міцності шпонкових з'єднань
8. Уточнений розрахунок валів
9. Вибір сорту масла
10. Посадки деталей редуктора
11. Список літератури
Специфікація до редуктора

Завдання: Спроектувати привід стрічкового транспортера.
Варіант № 38.

Вихідні дані:
Термін служби: 7 років
Потужність на вихідному валу Р 3 = 8 кВт
Кутова швидкість на вихідному валу w 3 = 3.2π рад / с = 10 рад / с

ВСТУП.

Мета курсового проектування - систематизувати, закріпити, розширити теоретичні знання, а також розвинути розрахунково-графічні навички студентів. Основні вимоги, які пред'являються до створюваної машині: висока продуктивність, надійність, технологічність, мінімальні габарити і маса, зручність в експлуатації і економічність. У проектованому редукторі використовуються зубчасті передачі.
Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі потужності від двигуна до робочої машини.
Призначення редуктора - зниження кутової швидкості та підвищення обертаючого моменту веденого вала в порівнянні з валом ведучим.
Нам у нашій роботі необхідно спроектувати редуктор для стрічкового транспортера, а також підібрати муфти, двигун. Редуктор складається з литого чавунного корпусу, в якому вміщені елементи передачі - 2 шестерні, 2 колеса, підшипники, вали і ін Вхідний вал за допомогою муфти з'єднується з двигуном, вихідний також за допомогою муфти з транспортером.

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок.
Кінематичний аналіз схеми приводу.
Привід складається з електродвигуна, двоступінчастого редуктора. При передачі потужності мають місце її втрати на подолання сил шкідливого опору. Такі опору мають місце і в нашому приводі: у зубчастої передачі, в опорах валів, у муфтах і в ременях з роликами. Зважаючи на це потужність на приводному валу буде менше потужності, що розвивається двигуном, на величину втрат.
1.1 Коефіцієнт корисної дії приводу.
По таблиці 1.1 [1] коефіцієнт корисної дії пари циліндричних коліс η З.К. = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, η п = 0,99; коефіцієнт, що враховує втрати в муфті η м = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати у ремені з роликами η р = 0,9

0,98 * 0,99 * 0,98 = 0,95
0,95 * 0,98 * 0,99 = 0,92
0,92 * 0,99 = 0,91

Загальний ККД приводу:


= 0,98 2 * 0,99 5 * 0,98 2 * 0,9 = 0,8

1.2 Вибір електродвигуна.
Необхідна потужність електродвигуна:
Р тр = Р 3 / = 8 / 0, 8 = 10 кВт,
Частота обертання барабана:

При виборі електродвигуна враховуємо можливість пуску транспортера з повним завантаженням.
Пускова необхідна потужність:
Р п = Р тр * 1,3 м = 10 * 1,3 = 13 кВт
Еквівалентна потужність за графіком завантаження:

кВт
За ГОСТ 19523-81 (див. табл. П1 програми [1]) за необхідної потужності
Р тр = 10 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний
короткозамкнений серії 4АН закритий, що обдувається з синхронною частотою
n = 1500 об / хв 4АН132М4 з параметрами Р дв = 11 кВт і ковзанням
S = 2,8%, відношення Р п / Р н = 2. Р пуск = 2 * 11 = 22 кВт - потужність даного двигуна на пуску. Вона більше ніж нам потрібно Р п = 13 кВт.
Номінальна частота обертання двигуна:

де: n дв - фактична частота обертання двигуна, хв -1;
n - частота обертання, хв -1;
s - ковзання,%;

Передаточне відношення редуктора:
U = n дв / n 3 = 1458/95, 5 = 15,27
Передаточне відношення першого ступеня приймемо u 1 = 5; відповідно другого ступеня u 2 = u / u 1 = 15,27 / 5 = 3,05
1.3 Крутні моменти.

Момент на вхідному валу:
,
де: Р тр - необхідна потужність двигуна, кВт;
- Кутова швидкість обертання двигуна, об / хв;

де: n дв - частота обертання двигуна, хв -1;


Момент на проміжному валу:
Т 2 = Т 1 * u 1 * η 2
де: u 1 - передавальне відношення першого ступеня;
η 2 - ККД другому валу;
Т 2 = 65,5 * 10 3 * 5 * 0,92 = 301,3 * 10 3 НММ
Кутова швидкість проміжного валу:

Момент на вихідному валу:
Т 3 = Т 2 * u 2 * η 3
де: u 2 - передаточне відношення другого ступеня;
η 3 - ККД третього валу;
Т 3 = 301,3 * 10 3 * 3,05 * 0,91 = 836,3 * 10 3 НММ
Кутова швидкість вихідного валу:

Всі дані зводимо в таблицю 1:
таблиця 1
Швидкохідний вал
Проміжний вал
Тихохідний вал
Частота обертання, об / хв
n 1 = 1 458
n 2 = 291,3
n 3 = 95,5
Кутова швидкість, рад / с
w 1 = 152,7
w 2 = 30,5
w 3 = 10
Крутний момент, 10 3 НММ
T 1 = 65,5
T 2 = 301,3
T 3 = 836,3

2. Розрахунок зубчастих коліс.
2.1 Вибір матеріалу.
Вибираємо матеріал з середніми механічними характеристиками: для шестерні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, але на 30 одиниць нижче НВ 200.
Допустимі контактні напруги по формулі (3.9 [1])
, МПа
де: σ Н lim b - Межа контактної витривалості, МПа;
, МПа
для колеса: = 2 * 200 + 70 = 470 МПа
для шестірні: = 2 * 230 + 70 = 530 МПа
До Н L - коефіцієнт довговічності
,
де: N HO - базове число циклів напружень;
N НЕ - число циклів зміни напруг;
Так як, число навантаження кожного зуба колеса більше базового, то приймають До HL = 1.
[S H] - коефіцієнт безпеки, для коліс нормалізованої і поліпшеної сталі приймають [S H] = 1,1 1,2.
Для шестірні:
Для колеса:
Тоді розрахункова контактне напруження визначаємо за формулою (3.10 [1])

= 0.45 (481 +428) = 410 МПа.
2.2 Розрахунок швидкохідної щаблі двоступінчастого зубчастого редуктора.
2.2.1 Міжосьова відстань визначаємо за формулою (3.7 [1])
, Мм
де: К а - для косозубих коліс К а = 43;
u 1 - передавальне відношення першого ступеня;
Т 2 - крутний момент другого валу, НММ;
До Нβ - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця.
При проектуванні зубчастих закритих передач редукторного типу приймають значення До Нβ за таблицею 3.1 [1]. До Нβ = 1,25
H] - гранично допустима напруга;
ψ ba - коефіцієнт відношення зубчастого вінця до міжосьовому відстані, для косозубой передачі ψ ba = 0,25 0,40.
мм
Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 а w = 160 мм (див. с.36 [1]).
2.2.2 Нормальний модуль:
m n = (0,01 0,02) * а w
де: а w - міжосьова відстань, мм;
m n = (0,01 0,02) * а w = (0,01 0,02) * 160 = 1,6 3,2 мм
Приймаємо по ГОСТ 9563-60 m n = 3.
Попередньо приймемо кут нахилу зубів β = 10 °.
2.2.3 Кількість зубів шестірні (формула 3.12 [1]):
,
де: а w - міжосьова відстань, мм;
β - кут нахилу зуба, °;
u 1 - передавальне відношення першого ступеня;
m n - нормальний модуль, мм;

2.2.4 Кількість зубів колеса:
z 2 = z 1 * u 1 = 17 * 5 = 85
2.2.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубів:
,
де: z 1 - число зубів шестерні;
z 2 - число зубів колеса;
m n - нормальний модуль, мм;
а w - міжосьова відстань, мм;

β = 17 °
2.2.6 Діаметри ділильні.
Для шестірні:
Для колеса:
Перевірка:
2.2.7 Діаметри вершин зубів.
Для шестірні: d a 1 = d 1 +2 m n = 53,3 + 2 * 3 = 59,3 мм
Для колеса: d a 2 = d 2 +2 m n = 266,7 + 2 * 3 = 272,7 мм
2.2.8 Ширина зуба.
Для колеса: b 2 = ψ ba * a w = 0,4 * 160 = 64 мм
Для шестірні: b 1 = b 2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм

2.2.9 Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру.

,
де: b 1 - ширина зуба для шестерні, мм;
d 1 - ділильний діаметр шестірні, мм;

2.2.10 Окружна швидкість коліс.
м / с
Ступінь точності передачі: для косозубих коліс при швидкості до 10 м / с слід прийняти 8-ю ступінь точності.
2.2.11 Коефіцієнт навантаження.

По таблиці 3.5 [1] при ψ bd = 1,29, твердості НВ <350 і несиметричному рас-положенні коліс коефіцієнт К Нβ = 1,17.
По таблиці 3.4 [1] при ν = 4,1 м / с і 8-го ступеня точності коефіцієнт К Н α = 1,07.
По таблиці 3.6 [1] для косозубих коліс при швидкості менше 5 м / с коеф-цієнт До Н υ = 1.
= 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252
2.2.12 Перевіряємо контактні напруги по формулі 3.6 [1].
, МПа
де: а w - міжосьова відстань, мм;
Т 2 - крутний момент другого валу, НММ;
До Н - коефіцієнт навантаження;
u 1 - передавальне відношення першого ступеня;
b 2 - ширина колеса, мм;

Умова міцності виконано.
2.2.13 Сили, що діють в зачепленні.

У зачепленні діють три сили:
- Окружна
, Н
де: Т 1 - крутний момент ведучого валу, НММ;
d 1-ділильний діаметр шестірні, мм;

- Радіальна
, Н
де: α - кут зачеплення, °;
β - кут нахилу зуба, °;

- Осьова
F a = F t * tg β, Н
F a = F t * tg β = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н
2.2.14 Перевірка зубів на витривалість по напруженням вигину
                 
(Див. формулу 3.25 [1]).
, МПа
де: F t - окружна сила, Н;
Коефіцієнт навантаження До F = K * K   (Див. стор 42 [1])
По таблиці 3.7 [1] при ψ bd = 1,34, твердості НВ <350 і несиметричному рас-положенні зубчастих коліс відносно опор коефіцієнт К = 1.36.
По таблиці 3.8 [1] для косозубих коліс 8-го ступеня точності і швидкості 4,1 м / с коефіцієнт К = 1,1.
Таким чином, К F = 1,36 * 1,1 = 1,496.
Коефіцієнт, що враховує форму зуба, Y F залежить від еквівалентного числа зубців z υ
- У шестерні
- У колеса
Коефіцієнт Y F 1 = 3,85 і Y F 2 = 3,6 (див. стор 42 [1]).
Визначаємо коефіцієнти Y β і К .

,
де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття ε α = 1,5; ступінь точності n = 8.
Допустимі напруга при перевірці на вигин визначають за формулою 3.24 [1]:
, МПа
По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної межа витривалості при отнуле-вом циклі вигину = 1,8 НВ.
Для шестерні = 1,8 * 230 = 414 МПа
Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа
Коефіцієнт безпеки
По таблиці 3.9 [1] [S F] '= 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [S F] "= 1 для поковок і штампувань.

Допустимі напруги:
Для шестерні
Для колеса
Перевірку на вигин слід проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення менше. Знайдемо відносини:
Для шестерні
Для колеса
Перевірку на згин проводимо для колеса:

Умова міцності виконано.
2.3 Розрахунок тихохідної щаблі двоступінчастого зубчастого редуктора.
2.3.1 Міжосьова відстань визначаємо за формулою (3.7 [1])
, Мм
де: К а = 43;
u 3 - передавальне відношення на виході;
Т 3 - крутний момент на виході;
До Нβ = 1.25
ψ ba = 0,25 0,40.

Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 а w = 200 мм (див. с.36 [1]).
2.3.2 Нормальний модуль.
m n = (0,01 0,02) * а w = (0,01 0,02) * 200 = 2 4 мм
Приймаємо по ГОСТ 9563-60 m n = 3 мм
Попередньо приймемо кут нахилу зубів β = 10 °.

2.3.3 Кількість зубів шестірні (формула 3.12 [1])

2.3.4 Кількість зубів колеса
Z 4 = z 3 * u 2 = 32 * 3,05 = 97,6
2.3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубів.

β = 12,83 ° = 12 o 50 /
2.3.6 Діаметри ділильні.
Для шестірні:
Для колеса:
Перевірка:
2.3.7 Діаметри вершин зубів.

Для шестірні: d a 3 = d 3 +2 m n = 98,5 + 2 * 3 = 104,5 мм
Для колеса: d a 4 = d 4 +2 m n = 301,5 + 2 * 3 = 307.5 мм
2.3.8 Ширина зуба.
Для колеса: b 4 = ψ ba a w = 0,4 * 200 = 80 мм
Для шестірні: b 3 = b 4 + 5 = 80 + 5 = 85 мм

2.3.9 Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру.


2.3.10 Окружна швидкість коліс.
, М / с

Ступінь точності передачі: для косозубих коліс при швидкості до 10 м / с слід прийняти 8-ю ступінь точності.
2.3.11 Коефіцієнт навантаження.

По таблиці 3.5 [1] при ψ bd = 0,93, твердості НВ <350 і несиметричному рас-положенні коліс коефіцієнт К Нβ = 1,1.
По таблиці 3.4 [1] при ν = 1,5 м / с і 8-го ступеня точності коефіцієнт К Н α = 1,06.
По таблиці 3.6 [1] для косозубих коліс при швидкості більше 1,5 м / с коефіцієнт К Н υ = 1.
= 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15
2.3.12 Перевіряємо контактні напруги по формулі 3.6 [1].

Умова міцності виконано
2.3.13 Сили, що діють в зачепленні.
У зачепленні діють три сили:
- Окружна

- Радіальна

- Осьова
F a = F t * tg β = 6117,8 * 0.228 = 1394,9 Н
2.3.14 Перевірка зубів на витривалість по напруженням вигину

Коефіцієнт навантаження До F = K * K   (Див. стор 42 [1])
По таблиці 3.7 [1] при ψ bd = 0,863, твердості НВ <350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор коефіцієнт К = 1.2.
По таблиці 3.8 [1] для косозубих коліс 8-го ступеня точності і швидкості 1,5 м / с коефіцієнт К = 1,1.
Таким чином, К F = 1,2 * 1,1 = 1,32.
Коефіцієнт, що враховує форму зуба, Y F залежить від еквівалентного числа зубців z υ
У шестерні
У колеса
Коефіцієнт Y F 1 = 3,62 і Y F 2 = 3,6 (див. стор 42 [1]).
Визначаємо коефіцієнти Y β і К .

,
де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття ε α = 1,5; тепенно точності n = 8.
Допустимі напруга при перевірці на вигин визначають за формулою 3.24 [1]:
,
По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної межа витривалості при отнуле-вом циклі вигину = 1,8 НВ.
Для шестерні = 1,8 * 230 = 414 МПа
Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа
Коефіцієнт безпеки
По таблиці 3.9 [1] [S F] '= 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [S F] "= 1 для поковок і штампувань.

Допустимі напруги:
Для шестерні
Для колеса
Перевірку на вигин слід проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення менше. Знайдемо відносини:
Для шестерні
Для колеса
Перевірку на згин проводимо для колеса

Умова міцності виконано.

3. Попередній розрахунок валів редуктора.
Попередній розрахунок проведемо на кручення за зниженими допускаються напруженням. Матеріал той же що і шестерня Сталь 45 покращена.
3.1 Ведучий вал:
Діаметр вихідного кінця при дозволяється за напрузі Н / мм 2.
, Мм [1]
де: Т-крутний момент, НММ;
* - Напруга, що допускається, Н / мм 2;
мм
Так як вал редуктора з'єднаний з валом двигуна муфтою, то необхідно погодити діаметри ротора d дв і вала d в1. Муфти УВП можуть з'єднувати вали з співвідношенням d в1: d дв 0,75, але напівмуфти повинні при цьому мати однакові зовнішні діаметри. У підібраного електродвигуна d дв = 32 мм. Вибираємо МУВП за ГОСТ 21425-93 з розточення напівмуфт під d дв = 32 мм і d в1 = 25 мм.
Приймемо під підшипник d п1 = 30 мм.
Шестерню виконаємо за одне ціле з валом.
3.2 Проміжний вал:
Матеріал той же що і шестерня Сталь 45 покращена.
Діаметр під підшипник при дозволяється за напрузі Н / мм 2.
мм
Приймемо діаметр під підшипник d П2 = 30 мм.
Діаметр під зубчастим колесом d зк = 35 мм.
Шестерню виконаємо за одне з валом.
3.3 Вихідний вал:
Матеріал той же що і шестерня Сталь 45 покращена.
Діаметр вихідного кінця при дозволяється за напрузі Н / мм 2.
мм
Вибираємо муфту МУВП за ГОСТ 21424-75 з розточенням напівмуфт під d в3 = 46мм.
Діаметр під підшипник приймемо d П3 = 50 мм.
Діаметр під колесо d зк = 55 мм.

4. Конструктивні розміри шестерні і колеса
Розміри коліс визначаються з наступних формул (табл.10.1 [1]):
Діаметр западин зубів: d f = d 1-2.5m n, мм
Діаметр ступиці: , Мм
довжина маточини: , Мм
товщина обода: , Мм., Але не менше 8 мм.
товщина диска: , Мм
діаметр отворів: , Мм D o = d f -2 мм
фаска: n = 0.5m n x 45 o
Всі розрахунки зводимо до таблиці 2:
Таблиця 2
z
m n
b,
мм
d,
мм
d a,
мм
d f,
мм
d ст,
мм
L ст,
мм
* ,
мм
С,
мм
Перша
щабель
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
Друга
щабель
шестерня
32
3
85
98,5
104,5
91
-
-
-
-
колесо
98
3
80
301,5
307,5
294
104
97,5
8
24

5. Конструктивні розміри корпуса і кришки
Розрахунок проведемо за формулами (табл. 10.2, 10.3 [1]):
Товщина стінки корпусу: мм.
Товщина стінки кришки редуктора: мм.
Товщина верхнього поясу (фланця) корпусу: мм.
Товщина нижнього поясу (фланця) кришки корпусу: мм.
Товщина нижнього пояса корпуса: мм., приймемо р = 23 мм.
Товщина ребер основи корпусу: мм., приймемо m = 9 мм.
Товщина ребер кришки корпусу: мм., приймемо m = 8 мм.
Діаметри болтів:
- Фундаментальних: мм., приймаємо болти з різьбою М20;
- Що кріплять кришку до корпуса у підшипників: мм., приймаємо болти з різьбою М16;
- Що кріплять кришку з корпусом: мм., приймаємо болти з різьбою М12;
Гніздо під підшипник:
- Діаметр отвору в гнізді приймаємо рівним зовнішньому діаметру підшипника: D п1 = 30 мм, D п2 = 60 мм.
- Діаметр гнізда: D k = D 2 + (2-5) мм., D 2 - Діаметр фланця кришки підшипника, на 1 і 2 валах D 2 = 77мм, на 3 валу D 2 = 105мм. Тоді D k 1 = D 2 + (2-5) = 80 мм, D k 2 = D 2 + (2-5) = 110 мм.
Розміри радіальних шарикопідшипників однорядних середньої серії наведені у таблиці 3:
Таблиця 3
Умовне позначення підшипника
d
D
B
Вантажопідйомність, кН
Розміри, мм
З
З про
N306
30
72
19
28,1
14,6
N310
50
100
27
65,8
36

Розміри штифта:
- Діаметр мм.
- Довжина мм.
З таблиці. 10.5 [1] приймаємо штифт конічний ГОСТ 3129-70
мм, мм.
Зазор між торцем шестерні з одного боку і маточини з іншого, і внутрішньою стінкою корпусу А 1 = 1,2 = 1,2 * 10 = 12 мм.
Зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпусу, а також відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого вала та внутрішньою стінкою корпусу А = = 10 мм.
Для запобігання витікання мастила підшипників всередину корпусу і вимивання пластичного змащуючого матеріалу рідким маслом із зони зачеплення встановлюємо мазеудержівающіе кільця, їх ширину визначає розмір y = 8-12 мм. Ми приймаємо y = 10 мм.

6.Проверка довговічності підшипників

6.1 Ведучий вал


Реакції опор:
в площині XZ:



Перевірка:
-388,2-2457,8 +2108,7 +737,3 = 0
у площині YZ:



Перевірка:
-542,5 +935,4-392,9 = 0
Сумарні реакції:


Підбираємо підшипник за більш навантаженою опорі № 2
Умовне позначення підшипника
d
D
B
Вантажопідйомність, кН
Розміри, мм
З
З про
N306
30
72
19
28,1
14,6
Ставлення
Цією величиною за таблицею 9.18 [1] відповідає e = 0,21
Ставлення X = 0.56, Y = 2.05
Еквівалентна навантаження за формулою:
, H
де V = 1-обертається внутрішнє кільце підшипника;
коефіцієнт безпеки за таблицею 9.19 [1] До Б = 1;
температурний коефіцієнт по таблиці 9.20 [1] До Т = 1,0.
H
Розрахункова довговічність, млн. об за формулою:

Розрахункова довговічність, год за формулою:
ч
Фактичний час роботи редуктора
Термін служби 7 років, при двозмінній роботі:
365дней * 16ч.К рік До сут = 365 * 16 * 0,7 * 0,3 = 1226,4 ч.

6.2 Проміжний вал

Реакції опор:
в площині XZ:



Перевірка:
3176-6117,8 +484 +2457,8 = 0
у площині YZ:



Перевірка:
1,6 +2283,8-935,4-1350 = 0
Сумарні реакції:


Підбираємо підшипник за більш навантаженою опорі № 1
Умовне позначення підшипника
d
D
B
Вантажопідйомність, кН
Розміри, мм
З
З про
N306
30
72
19
28,1
14,6
Ставлення
Цією величиною за таблицею 9.18 [1] відповідає e = 0,21
Ставлення X = 1, Y = 0
Еквівалентна навантаження за формулою:
H
Розрахункова довговічність, млн. об за формулою:

Розрахункова довговічність, год за формулою:
ч

6.3 Ведений вал

Реакції опор:
в площині XZ:



Перевірка:

-5325,8 +6117,8 +1043,3-1835,3 = 0
у площині YZ:



Перевірка:
-254,6-2283,8 +2538,4 = 0
Сумарні реакції:


Підбираємо підшипник за більш навантаженою опорі № 1
Умовне позначення підшипника
d
D
B
Вантажопідйомність, кН
Розміри, мм
З
З про
N310
50
100
27
65,8
36
Ставлення
Цією величиною за таблицею 9.18 [1] відповідає e = 0,195
Ставлення X = 0.56, Y = 2.2
Еквівалентна навантаження за формулою:
H
Розрахункова довговічність, млн. об за формулою:

Розрахункова довговічність, год за формулою:
ч

7.Проверка міцності шпонкових з'єднань

Застосовуються шпонки призматичні з округленими торцями по
ГОСТ 23360-78. Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Діаметр валу
d, мм
Ширина шпонки
b, мм
Висота шпонки
h, мм
Довжина шпонки
l, мм
Глибина паза
t 1, мм
25
8
7
30
4
35
10
8
32
5
46
12
8
65
5
55
16
10
55
6
Напруження зминання і умова міцності за формулою:

Допустимі напруги зминання при сталевий маточині = 100 ... 120Мпа
7.1 Ведучий вал
При d = 25 мм; ; T 1 = 4 мм; довжині шпонки l = 30 мм; крутний момент Т 1 = 65,5 Нм

7.2 Проміжний вал
При d = 35 мм; ; T 1 = 5 мм; довжині шпонки l = 32 мм; крутний момент Т 2 = 301,3 Нм

7.3 Ведений вал
При d = 55 мм; ; T 1 = 6 мм; довжині шпонки l = 55 мм; крутний момент Т 3 = 314Нм

При d = 46 мм; ; T 1 = 5 мм; довжині шпонки l = 65 мм


8.Уточненний розрахунок валів

8.1 Ведучий вал

Уточнений розрахунок полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечних перерізів і порівнянні їх з допустимими значеннями [s]. Міцність дотримана при .
Матеріал валу - сталь 45 покращена. По таблиці 3.3 [1]
Межі витривалості:




Перетин А-А.

Концентрація напружень обумовлена ​​наявністю шпоночно паза

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженням вигину

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням

По таблиці 8.5 [1] приймаємо ;
По таблиці 8.8 [1] приймаємо ;
Момент опору крученню за таблицею 8.5 [1]:

при d = 25 мм; b = 8 мм; t 1 = 4 мм

Момент опору вигину:

При d = 25 мм; b = 8 мм; t 1 = 6 мм

Згинальний момент у перерізі А-А

M y = 0;
M А-А = М X
Амплітуда і середнє значення отнулевого циклу:

Амплітуда нормальних напруг:
,
Складова постійних напруг:

тоді


Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [1])

Умова міцності виконано.
Перетин В-В
приймаємо

Момент опору крученню при d = 40.3 мм:

Момент опору вигину:

Вигинальний момент в перерізі BB




Амплітуда і середнє значення отнулевого циклу:

Амплітуда нормальних напруг:
,
величина дуже маленька тому її враховувати не будемо
тоді


Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [1])

Умова міцності виконано.

8.2 Проміжний вал

Матеріал валу - сталь 45 покращена. По таблиці 3.3 [1]
Межі витривалості:



Перетин А-А.
Концентрація напружень обумовлена ​​посадкою підшипника з гарантованим натягом
приймаємо

Момент опору крученню при d = 30 мм:

Момент опору вигину:

Згинальний момент у перерізі А-А




Амплітуда і середнє значення отнулевого циклу:

Амплітуда нормальних напруг:
,
величина дуже маленька тому її враховувати не будемо
тоді


Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [1])

Умова міцності виконано.
Перетин В-В.

Концентрація напружень обумовлена ​​наявністю шпоночно паза

приймаємо

Момент опору крученню при d = 35 мм; b = 10 мм; t 1 = 5 мм

Момент опору вигину:

Згинальний момент у перерізі BB




Амплітуда і середнє значення отнулевого циклу:

Амплітуда нормальних напруг:
,
величина дуже маленька тому її враховувати не будемо
тоді


Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [1])

Умова міцності виконано.

8.3 Ведений вал

Матеріал валу - сталь 45 покращена. По таблиці 3.3 [1]
Межі витривалості:


Перетин А-А.

Концентрація напружень обумовлена ​​наявністю шпоночно паза

приймаємо

Момент опору крученню при d = 55 мм; b = 16 мм; t 1 = 6 мм

Момент опору вигину:

Згинальний момент у перерізі А-А




Амплітуда і середнє значення отнулевого циклу:

Амплітуда нормальних напруг:
,
величина дуже маленька тому її враховувати не будемо
тоді


Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [1])

Умова міцності виконано.
Перетин В-В.

Концентрація напружень обумовлена ​​наявністю шпоночно паза

приймаємо

Момент опору крученню при d = 42 мм; b = 12 мм; t 1 = 5 мм

Момент опору вигину:

Згинальний момент у перерізі BB




Амплітуда і середнє значення отнулевого циклу:

Амплітуда нормальних напруг:
,
величина дуже маленька тому її враховувати не будемо
тоді


Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [1])

Умова міцності виконано.

9.Вибор сорти масла

Змазування зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса на проміжному валу в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення тихохідного колеса приблизно на 10 мм. Місткість масляної ванни визначаємо з розрахунку 0.25 дм 3 олії на 1кВт переданої потужності: V = 0.25 * 11 = 2.75 дм 3. По таблиці 10.8 [1] встановлюємо в'язкість масла. Для швидкохідної ступені при контактних напругах 401,7 МПа і швидкості v = 2,8 м / с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює 28 * 10 -6 м 2 / с. Для тихохідної ступені при контактних напругах 400,7 МПа і швидкості v = 1,05 м / с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює 34 * 10 -6 м 2 / с.
Середня в'язкість масла

По таблиці 10.10 [1] приймаємо масло індустріальне І-30А (за ГОСТ 20799-75).
Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ-1 (табл.9.14 [1]), періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.

10.Посадкі деталей редуктора

Посадки призначаємо відповідно до вказівок, даними в табл. 10.13 [1].
Посадка зубчастого колеса на вал H7/p6 за ГОСТ 25347-82.
Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6.
Відхилення отворів у корпусі під зовнішні кільця по H7.
Решта посадки призначаємо, користуючись даними табл. 10.13 [1].

11. C писок літератури
1. Чернавський С. А. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для технікумів .- М.: Машинобудування, 1980.-351 с.
2. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для технікумів. - М.: Вища школа, 1991. - 432 с.: Іл.
3. Палей М. А. Допуски і посадки: Довідник: У 2ч. Ч.1. - 7-е вид., - Л.: Політехніка, 1991. 576с.: Іл.
4. В. І. Ануров Довідник конструктора-машинобудівника: т.1, 2,3 .- М.: Машинобудування, 1982г.576 с., Іл.
5. Єремєєв В.К., Горнів Ю. М. Курсове проектування деталей машин: Методичний посібник і завдання до проектів для студентів заочної форми навчання всіх технічних спеціальностей. - І.: Вид-во ІРГТ, 2004р. - 128 с.
Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
168.6кб. | скачати


Схожі роботи:
Редуктор циліндричний двоступінчастий
Редуктор циліндричний
Редуктор триступеневий циліндричний
Редуктор зубчастий прямозубих
Черв`ячний редуктор
Редуктор конічний-циліндричний Розробка і
Редуктор конічний одноступінчатий прямозубих
Черв`ячний одноступінчатий редуктор
Редуктор для приводу стрічкового транспортера
© Усі права захищені
написати до нас