Редуктор для приводу стрічкового транспортера

Федеральне агентство з освіти Російської Федерації Державна освітня установа середньої професійної

«Новотроїцький політехнічний коледж»

Редуктор для приводу стрічкового транспортера

Пояснювальна записка

До курсового проекту з дисципліни:

Технічна механіка

КП 150803.12.00.00 ПЗ

Керівник проекту

Сірченко Н.В.

Розробив

студент групи 208-МР

Падалко С.С.

2010

Зміст

Введення

I. Загальна частина

1. Короткий опис роботи приводу

1.1 Кінематична схема привода

2. Спеціальна частина

2.1 Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок привода

2.2 Розрахунок передачі редуктора на контактну витривалість

2.3 Попередній розрахунок валів редуктора

2.4 Визначення конструктивних розмірів зубчастої пари, кришки і корпусу

2.5 Перевірка довговічності підшипників

2.6 Підбір і розрахунок шпонок

2.7 Уточнений розрахунок валів

2.8 Добірка і розрахунок муфт

2.9 Вибір сорту масла

2.10 Збірка редуктора

Література

Додаток А Завдання на курсове проектування

Додаток Б Компонування редуктора

Введення

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. Даний тип механізму є одним з найпоширеніших у техніці і комплекс розрахунків, необхідний для обгрунтування його конструкції, охоплює багато розділів навчального курсу: теоретичну механіку, опір матеріалів, теплотехніку, метрології та ін Тому грамотний розрахунок редуктора забезпечує одержання значного досвіду у проектуванні механізмів і машин та застосуванні отриманих при навчанні знань на практиці.

1. Короткий опис роботи приводу

У проекті необхідно спроектувати редуктор для стрічкового транспортера, підібрати електродвигун, муфту, для умов, обумовлених технічним завданням. Конструкція проектованого редуктора складається з чавунного литого корпусу, всередині якого розміщені елементи передачі: ведучий і ведений вал з косозубимі колесом і шестернею, а також опори - підшипники кочення, а також супутні деталі. Вхідний вал з'єднується з двигуном за допомогою пружної втулочно-пальцевої муфти. Вихідний вал за допомогою жорстко компенсуючої муфти пов'язаний звалимо зірочки ланцюгової передачі. Редуктор працює в щадному режимі, оскільки Ксут = 0,3. Тому видається, що знос механізму в межах терміну служби буде незначним.

2. Спеціальна частина

2.1 Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок привода

Для вибору електродвигуна визначаємо ККД приводу за формулою

[1. с.4]:

де ККД окремих кінематичних пар (циліндричної, зубчастої передач, підшипників). Значення ККД вибираються як середні значення з рекомендованого діапазону [1].

Необхідну потужність електродвигуна знаходять з урахуванням втрат, що виникають в приводі:

Діапазон можливих передавальних чисел відкритої ланцюгової передачі.

DU _ц = 2 6

Орієнтовне значення загального передаточного числа приводу

Кутова швидкість валу електродвигуна

Вибираємо двигун АІР132 S 6 і заносимо його параметри в таблицю 1.

Загальне передавальне число привода:

Передаточне число ланцюгової передачі

Визначаємо частоти обертання валів приводу:

Визначаємо кутові швидкості w валів приводу

Визначаємо потужності на валах приводу:

Визначаємо крутні моменти на валах приводу:

Результати розрахунку зводимо в табл. 2.

Зведена таблиця результатів кінематичного розрахунку приводу.

2.2 РОЗРАХУНОК передач редукторів на контактну витривалість

Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів по таблиці 3.3 [1, c .34] приймаємо для шестерні сталь 45 поліпшену з твердістю НВ 230, для колеса - сталь 45 поліпшену з твердістю НВ 200.

Допустимі контактні напруги визначимо за формулою 3.9 [1, c .33]:

(3.9 [1, c .33]):

де: σ _{Hlim b} - межа контактної витривалості при базовому числі циклів.

По таблиці 3.2 [1, c .34] межа контактної витривалості для вуглецевих і легованих сталей з твердістю поверхонь зубів менше НВ 350 і термообробкою (поліпшення) знаходимо за формулою:

σ _{Hlim b} = ^2. HB + 70;

До _HL - коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймаємо значення До _HL = 1; [n] _H = 1,15.

Тоді розрахункові контактні напруги

Обертаючий момент на валу шестерні

М ₁ = 52,3 Н * м

Обертаючий момент на валу колеса

М ₂ = 201,8 Н * м

K _{H b} - коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження по ширині вінця 3.1 [1, с.32] для сталей з твердістю HB <350: K _{H b} = 1,25;

Приймаються коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому відстані y _{b а} = b / a _ω = 0,4.

Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів

(3.8 [1, с.26])

Приймаються u = 5.

Найближче стандартне значення а _ω = 130 мм.

Нормальний модуль зачеплення

m _n = (0.01ч0.02) a _ω = (0.01ч0.02) 130 = 1.3ч2.6

приймаємо m _n = 2мм

Приймемо попередній кут нахилу зубів β = 30 ° і визначимо число зубів шестерні і колеса

число зубів шестерні

Приймемо z ₁ = 19мм тоді z ₂ = z ₁ * u = 19 * 5 = 95

Уточнене значення кута нахилу зубів

β = 28 ° 53 `

Визначимо основні розміри шестерні і колеса: діаметри ділильні:

Перевірка:

Зовнішні діаметри шестерні і колеса по вершинах зубів

ширина колеса

ширина шестерні

Визначимо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:

окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі

при такій швидкості слід прийняти 8 ступінь точності.

Для перевірки контактних напружень визначають коефіцієнт навантаження:

де: К _{H b} - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині зуба, при симетричним розташуванні коліс і твердості HB ≤ 350 [1, табл.3.8] До _{H b} = 1,06;

До _{H a} - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, [1, табл.3.4] До _{H a} = 1,07;

До _Hv - коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження, для шевронних і косозубих коліс при v £ 5 м / с, [1, табл.3.6] До _Hv = 1,0;

Перевіряємо контактні напруги по формулі

(3.6 [1, ст26])

Умова міцності зубів при перевірці на контактну витривалість виконується.

Визначимо сили, що діють в зачепленні:

Окружна для шестірні і колеса:

Радіальна для шестірні і колеса:

Перевірка зубів на витривалість по напруженням вигину [1,3.31]

Формула для перевірочного розрахунку зубів циліндричної прямозубой передачі на вигин має вигляд (формула 3.31 [1, c .43]):

(3.25 [1, c .38])

де: P-окружна сила діє в зачепленні

K _F - коефіцієнт навантаження.

Υ _F - розрахункове напруження зубів при згині.

Y _β - Коефіцієнт введений для компенсації похибки.

K _{F а} - коефіцієнт враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами.

b - ширина вінця зуба колеса, b = 52 мм.

m _n - окружний модуль зуба, m _n = 3,57;

До _F = K _{F ^β.} K _Fv

де: K _{F β} - коефіцієнт концентрації навантаження, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зуба.

По таблиці 3.7 [1, c .43], ГОСТ 21354-75 приймаємо для консольно-розташованих відносно опор зубчастих коліс, твердості поверхні коліс НВ ≤ 350, значенням значення K _{F β} = 1,38;

K _Fv - коефіцієнт динамічності, що враховує динамічний вплив навантаження. По таблиці 3.8 [1, c .43], для косозубих передач і передач з круговими зубами, беручи до уваги те, що для конічних передач слід вибирати коефіцієнти на 1 ступінь точності більше (8-м ступенем точності виготовлення коліс), твердості поверхні коліс НВ ≤ 350 і окружної швидкості приймаємо значення K _Fv = 1,3.

До _F = 1,16 ^. 1,2 = 1,392

Y _F - коефіцієнт, міцності зуба по місцевих напруженням в залежності від z _n. Вибираємо за ГОСТ 21354-75 значення Y _F зі стандартного ряду для шестірні і колеса [1, c .35].

Для шестірні:

Для колеса:

При цьому Y _{F 1} = 3,84, Y _{F 2} = 3,60 [1, c .42].

[Σ] _F - гранично допустима напруга при перевірці зубів на витривалість по напруженням вигину. За формулою

(3.24 [1, c .36])

де: σ ⁰ _{Flim b} - межа витривалості при отнулевом циклі вигину. По таблиці (3.9 [1, c .37]) для сталі 45 з термообробкою поліпшенням і твердістю поверхні коліс НВ ≤ 350 приймаємо значення σ ⁰ _{Flim b} = 1,8 НВ.

для шестірні: σ ⁰ _{Flim b 1} = ^1,8. 230 = 415 H / мм ^2;

для колеса: σ ⁰ _{Flim b 2} = ^1,8. 200 = 360 H / мм ^2;

[N _F] - коефіцієнт запасу міцності.

[N _F] = [n _F] ^'. [N _F]''

де: [n _F] '- коефіцієнт нестабільності властивостей матеріалу зубчастих коліс, за таблицею (3.9 [1, c .37]) для сталі 40Х з термообробкою поліпшенням і твердістю поверхні коліс НВ ≤ 350 приймаємо значення [n _F]' = 1, 75;

[N _F]''- коефіцієнт способу одержання заготовок зубчастого колеса [1, c .44], для поковок і штампувань [n _F]''= 1. [N _F] = ^1,75. 1 = 1,75.

Знайдемо гранично допустимі напруги [σ _F] і відносини [σ _F] / Y _F при розрахунку зубів на витривалість: для шестерні:

для колеса:

Менше значення відносини [σ _F] / Y _F отримано для колеса, отже перевірочний розрахунок проводимо для зубів колеса. Визначимо коефіцієнт Y _b і K _F

Умова міцності зубів при згині виконано.

2.3 ПРЕДВАРІТЕЛЬНИЙНИЙ розрахунок валів редуктора

Розрахунок валів виконуємо на кручення за зниженими допускаються напруженням.

Крутні моменти в поперечних перерізах валів:

Ведучого: M _К1 = M ₁ = ^52.3. 10 ^{3 Н.} Мм

Веденого: M _К2 = M ₃ = ^201.8. 10 ^{3 Н.} Мм

Ведучий вал.

Визначимо діаметр вихідного кінця валу за формулою:

(6.16 [1, c .94])

де: [t _к] - допустима напруга на кручення. Для матеріалу валів - сталь 40Х нормалізована і враховуючи вплив вигину від натягу ременя, приймаємо знижене значення [t _к] = 20 МПа.

М ₁ = 52.3Н/мм ² .- обертаючий момент на ведучому валу (валу шестерні), М ₁ = 52.3 Н / мм ^2.

Приймаються d _в1 = 30 мм, згідно зі стандартним ряди по ГОСТ 6636-69 [1, c .95].

Приймемо діаметр валу під підшипниками d _п1 = 35 мм.

Ведений вал.

Визначимо діаметр вихідного кінця веденого вала.

Приймаються [t _к] = 25 МПа.

Обертаючий момент на відомому валу (валу колеса) М ₂ = 135,286 кН / мм.

Діаметр вихідного кінця веденого вала

Вибираємо більший діаметр валу зі стандартного ряду значень за ГОСТ 6636-69 [1, c .95]., D _в2 = 38 мм.

Приймемо діаметр валу під підшипниками d _п2 = 45 мм, під зубчастим колесом d _к2 = 50 мм. Діаметри решти ділянок валів призначаються, виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.

Таблиця 3.

2.4 ВИЗНАЧЕННЯ КОНСТРУКТИВНИХ РОЗМІРІВ зубчастої пари, КРИШКИ І Корпус редуктора

Спосіб отримання заготовок зубчастих коліс: кування, об'ємне штампування [1, c .230]. Матеріал - сталь 45 з термообробкою поліпшенням. Розміри зубчастих коліс визначаємо за формулами, наведеними в таблиці 8.1 [1, c .148]:

Порівняно невеликі розміри шестерні дозволяють виконати шестерню заодно з валом.

Шестерня.

Кількість зубів шестерні z ₁ = 19.

Довжина зуба b = 34 мм.

ділильний діаметр шестірні d _е1 = 43.33 мм.

Середній ділильний діаметр шестірні d ₁ = 61,11 мм.

Зовнішній діаметр шестірні d _{ae 1} = 47.33 мм.

Колесо.

Конічне зубчасте колесо коване.

Кількість зубів z ₂ = 95

Посадковий діаметр валу під колесом d _к2 = 45 мм.

Зовнішній ділильний діаметр колеса d _{e 2} = 220.67 мм.

Середній ділильний діаметр колеса d ₂ = 216,67 мм.

Діаметр ступиці d _ст »1,6 d _{K 2} = ^1,6. 50 = 80 мм.

Довжина маточини: l _ст = (1,2 ¸ ^1,5). D _{K 2} = (1,2 ¸ ^1,5). 50 = 60 ¸ 90 мм. Остаточно приймаємо l _ст = 60 мм.

Товщина обода d ₀ = (2.5 ¸ 4) × m _n = (2.5 ¸ ^4). 2 = 5 ¸ 8 мм. Приймаються остаточно d ₀ = 6 мм.

Товщина диска С ₂ = 0,3 × b ₂ = 0.3 × 52 = 15,6 мм. Остаточно приймаємо значення З ₂ = 16 мм.

Корпусні розміри.

Матеріал корпусу та кришки редуктора - СЧ-15. Спосіб виготовлення корпусних деталей - точне лиття [1, c .238]. Визначимо конструктивні розміри корпусних і кріпильних деталей редуктора за формулами, наведеними в таблицях 8.3 [1, c .157]:

Товщина стінок корпусу редуктора δ = 0,0 25 × a +1 = ^0,025. 130 + 1 = 4,25 мм.

Приймаються δ = 8 мм.

Товщина кришки редуктора δ ₁ = 0,02 × a +1 = ^0,02. 130 + 1 = 3,6 мм.

Для забезпечення жорсткості і міцності конструкції приймаємо остаточне значення δ ₁ = 8 мм.

Товщина верхнього фланця корпусу b = 1,5 δ = 1.5 × 8 = 12 мм.

Товщина нижнього фланця кришки b ₁ = 1,5 δ ₁ = 1,5 × = 12 мм.

Товщина нижнього пояса корпуса без бобишки [7, c .240], [1, c .445-446]:

p = 2,35 δ = ^2,35. 8 = 18,8 мм.

Приймаємо значення p = 20 мм.

Діаметр фундаментних болтів

d ₁ = (0,03 ¸ 0.036) a + 12 = (0,03 ¸ 0.036) × 130 + 12 = 15.9 ¸ 16.68 мм. Приймаються фундаментні болти з різьбою М16.

Діаметр болтів, що кріплять кришку підшипникового вузла до корпусу: d ₂ = (0,7 ¸ 0,75) d ₁ = (0,7 ¸ 0,75) × 16 = 11.2 ¸ 12 мм. Приймаються болти з різьбою М12.

Діаметр болтів, що з'єднують кришку з корпусом: d ₃ = (0,5 ¸ 0,6) d ₁ = (0,5 ¸ 0,6) × 16 = 8 ¸ 9.6 мм.

Приймаються болти з різьбою М8.

2.5 Перевірка довговічності підшипників

Попередньо вибираємо конічні однорядні роликові підшипники легкої серії для провідного 207 і веденого 209 валів.

Визначимо реакції в підшипниках на ведучому валу.

З попередніх розрахунків маємо Р = 2414Н, P _r = 872Н; з першого етапу компонування l ₁ = 55мм, l ₂ = 55мм.

Навантаження на валу від муфти

Вертикальній площині

визначимо опорні реакції, Н

Перевірка:

ладом епюру згинальних моментів відносно осі Y

Горизонтальна площина

визначимо опорні реакції, Н

Перевірка:

б) строєм епюру згинальних моментів відносно осі X

Сумарні реакції

Підберемо підшипники за більш навантаженою опорі 1

Намічаємо радіальні шарикопідшипники 207 легкої серії (1, таб. П3) d = 35мм; D = 72мм; В = 17мм; C = 19,7 кН; C ₀ = 13,6 кН.

Еквівалентна навантаження

(7,5 [1, ст.117])

де X = 1, V = 1-т.к обертається внутрішнє кільце підшипника;

_К = 1-коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів (1, таб.7.2); К _Т - температурний коефіцієнт (1, таб.7.2).

Розрахункова довговічність

(7.3 [1, ст.117])

Розрахункова довговічність

(7.4 [1, ст.117])

Визначимо реакції в підшипниках на ведучому валу

З попередніх розрахунків маємо Р = 2414Н, P _r = 872Н; з першого етапу компонування l ₁ = 55мм, l ₂ = 55мм. Навантаження на валу від муфти Горизонтальна площина

визначимо опорні реакції, Н

Перевірка:

ладом епюру згинальних моментів відносно осі Y

Вертикальній площині

визначимо опорні реакції, Н

Перевірка

ладом епюру згинальних моментів відносно осі X

Сумарні реакції

Підберемо підшипники за більш навантаженою опорі 1 Намічаємо радіальні шарикопідшипники 209 середньої серії d = 45мм; D = 85мм; B = 19мм; C = 26,2 кН; С ₀ = 17,8 кН. Еквівалентна навантаження

(7,5 [1, ст.117])

де V = 1-т.к обертається внутрішнє кільце підшипника; _К = 1-коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів таб.9.19 (1.с.125); К _Т - температурний коефіцієнт таб.9.20 (1.с.126) .

Розрахункова довговічність / 1, формула 9.1 /

Розрахункова довговічність

Для зубчастих редукторів ресурс роботи підшипників може перевищувати от36 тис.ч. до 10 тис.ч. підшипник веденого вала 207 , А підшипник веденого 209

2.6 Підбір і розрахунок шпонок

Для з'єднання валів деталями передають обертання застосовують головним чином призматичні шпонки стали 45 стали 6. Приймаються при проектуванні шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перерізів шпонок, пазів і довжини шпонок беремо по СТЕВ 189-75

визначаємо напругу зминання і умова міцності:

(6.22 [1, с.102])

де: М - обертаючий момент на валу, Н · мм;

d - діаметр валу в місці установки шпонки, мм;

h - висота шпонки, мм;

l - довжина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

t ₁ - глибина паза валу, мм;

[S _см] - допустиме напруження зминання, при сталевий маточині (100 ¸ 200) Н / мм ^2, при чавунної маточині (50 ¸ 70) Н / мм ^2.

Ведучий вал:

Діаметр валу d _в1 = 38 мм, М ₁ = 52,3 ^Н. Мм,

Шестерню виконуємо за одне ціле з валом

Розраховуємо шпонку під напівмуфту

По таблиці 6.9 [1. C .103] вибираємо перетин і довжину шпонки b x h x l = 10х8х50 мм, глибина паза t ₁ = 5 мм. При довжині маточини напівмуфти МУВП 58 мм.

Умова міцності виконується.

Ведений вал:

Розраховуємо шпонку під напівмуфту

Діаметр валу d _в2 = 45 мм, М ₂ = 201,8 ^Н. Мм,

По таблиці 6.9 [1. C .103] вибираємо перетин і довжину шпонки b x h x l = 10х8х74 мм, глибина паза t ₁ = 5 мм, t ₂ = 3.3 мм. При довжині маточини напівмуфти МУВП 82 мм.

Умова міцності виконується.

Шпонки під зубчасте колесо

Діаметр валу d _К2 = 50 мм, М ₂ = 201,8 ^Н. Мм,

По таблиці 6.9 [1. C .103] вибираємо перетин і довжину шпонки b x h x l = 14х9х50 мм, глибина паза t ₁ = 5,5 мм, глибина паза на колесі t ₂ = 3,8 мм. При довжині маточини напівмуфти МУВП 60 мм.

Умова міцності виконується.

2.7 УТОЧНЕНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ

Уточнений розрахунок полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності S для небезпечних перерізів і в порівнянні їх з допускаються значенням Міцність дотримана при n> .

Ведучий вал.

За скільки при конструюванні діаметри вала шестерні були збільшені в порівнянні з розрахованих для з'єднання її муфтою з валом електродвигуна, з цього уточнений розрахунок валу проводити немає сенсу.

Ведений вал.

Матеріал валу сталь 45 термічна обробка - нормалізація.

Діаметр заготовки до 70мм середнє значення

Межа витривалості при симетричному циклі вигину

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

Перетин А-А. Концентрація напруги обумовлена ​​наявністю шпоночной канавки / 1, таб.8.5 /: , , / 1, таб.8.8 /; / 1, стр.163 і 166 /.

Згинальний момент у горизонтальній площині

Згинальний момент у вертикальній площині

Сумарний вигин моментів в перерізі А-А

Момент опору вигину перерізу нетто при d = 50мм, b = 16, t ₁ = 10

Момент опору крученню перерізу нетто

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

Амплітуда нормальних напруг вигину

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізу А-А

Перетин К-К. Концентрація напруги обумовлена ​​посадкою підшипника з гарантованим натягуванням / , , [1, таб.8.8]; [1, стр.163 і 166]

Згинальний момент

Осьовий момент опору при d = 45мм.

Полярний момент опору

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

Амплітуда нормальних напруг вигину

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину К-К

Перетин Л-Л. Цей переріз при передачі обертаючого моменту від веденого вала через муфту.

Концентрація напруги обумовлена ​​переходом від ш 45мм до ш38мм / 1, таб.8.5 /: , , / 1, таб.8.8 /; / 1, стр.163 і 166 /.

Внутрішні силові фактори ті ж, що і для перерізу К-К

Осьовий момент опору перерізу при d = 38мм.

Полярний момент опору

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

Амплітуда нормальних напруг вигину

Коефіцієнт запасу міцності

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину Л-Л

Перетин Б-Б. Концентрація напруги обумовлена ​​наявністю шпоночной канавки / 1, таб.8.5 /: , , / 1, таб.8.8 /; / 1, стр.163 і 166 /.

Згинальний момент

Момент опору вигину перерізу нетто при d = 38мм, b = 10мм, t ₁ = 5мм

Момент опору крученню перерізу нетто

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

Амплітуда нормальних напруг вигину

Коефіцієнт запасу міцності

Коефіцієнт запасу міцності

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину Б-Б

Результати повірки зводимо в таблицю:

Таблиця 4.

Перетин	А-А	К-К	Л-Л	Б-Б
Коефіцієнт запасу S	9.39	5,05	2.9	3.18

2.8 Добірка і розрахунок муфт

Муфти вибираємо по розрахунковому моменту і діаметру валу за формулою

(9.1 [1, с.170])

де К-коефіцієнт, що враховує експлуатаційні умови, його значення визначимо за таблицею (9.3 [7, с.172]) К = 1.25

М _ном - обертаючий момент на валу, ^Н. М

[M] - допустимий момент для муфти, ^Н. М

Ведучий вал:

М ₁ = 52.3 ^Н. М d ₁ = 38 мм

Приймаються муфту втулочно-пальцеву (МУВП) за ГОСТ 21424-75 для якої [M] = 250 H × м

Вибираємо муфту МУВП 250

n = 4000 об / хв

l _цикл = 58 мм-довжина напівмуфти

l _ЗТ = 28 мм-довжина пружної муфти

Z = 6 - кількість пальців

d ₀ = 28 мм-діаметр пружною втулки

L = 121 мм-діаметр муфти Д = 140 мм-діаметр муфти Д ₀ = 105 мм-діаметр розташування пальців С = (3 ... 5) мм-зазор між напівмуфтами d _п = 14мм-діаметр пальця.

Пружні елементи муфти перевіряємо по напруженням зминання у реченні рівномірного розподілу навантаження між пальцями за формулою

де [s] _см = 2 Н / мм ^2, напруга, що допускається зминання.

Пальці муфти, виготовлені зі сталі 45 ГОСТ 2050-74 розраховують на вигин за формулою

де [s] _u - напруга, що допускається вигину Н / мм ² визначається за формулою

де s _m - Межа текучості матеріалу пальців Н / мм ² по таблиці 3.3 (1, с.28) s _m = 440 Н / мм ^{2 то}

Умова міцності виконано.

Ведений вал:

М ₂ = 52.3 ^Н. М d ₂ = 38мм

Де [M] = 500 H × м

n = 4000об/мін

l _цикл = 82мм-довжина напівмуфти

d _п = 14мм-діаметр пальця

l _ЗТ = 28мм-довжина пружної муфти

Z = 8 - число пальців

d ₀ = 28мм-діаметр пружною втулки

L = 169мм-діаметр муфти

Д = 170мм-діаметр муфти

Д ₀ = 130мм

З = (3 ... 5) мм-зазор між напівмуфтами

Перевіряємо пружну муфту по напруженням зминання

Пальці муфти, виготовлені зі сталі 45 ГОСТ 2050-74 розраховують на вигин

Умова міцності виконано.

2.9 ВИБІР СОРТИ ОЛІЇ

Змазування зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10мм. Визначимо обсяг масляної ванни, виходячи з розрахунку 0,25 дм ³ олії на 1 кВт переданої потужності:

Р _тр × 0,25,

де: Р _тр - необхідна потужність електродвигуна.

По таблиці 8.8 [1, c.164] визначаємо в'язкість масла в залежності від контактного напруги та окружної швидкості.

При середній окружної швидкості v = 2,19 м / с <5м / с приймаємо кінематичну в'язкість масла рівній n = 118 cC т.

За таблиці 8.10 [1, c .165] вибираємо в залежності від в'язкості масло індустріальне І-100А по ГОСТ 20799-75.

Рівень масла контролюється при роботі редуктора закритим жезлові. Підшипники змащуємо пластичної мастилом, яку закладають у підшипникові камери при складанні. Періодично мастило поповнюють шприцом через прес-маслянки. Сорт мастила УТМ 7.15 [1, c .132].

2.10 ЗБІРКА РЕДУКТОР

Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкої фарбою.

Збірку виконується у відповідності зі складальним кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів:

- На ведучий вал насаджують мазеудержівающіе кільця і шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-100 ° С;

- У ведений вал закладають шпонку і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала; потім надягають розпірну втулку, мазеудержівающіе кільця і встановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.

Зібрані вали укладають в корпус редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса. Після цього на ведений вал надівають распорное кільце; в підшипникові камери закладають пластичну мастило; ставлять кришки підшипників. Перед постановкою наскрізних кришок в протоки закладають солідол. Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами. Потім ввертають пробку маслоспускного отвори з прокладкою і жезлових маслоуказателе.

Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.

Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванню на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.

Література

1. Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин І.М. та ін, Курсове проектування деталей машин: Учеб. Посібник для технікумів - М.: Машинобудування, 1979. -351 С.

2. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Учеб. посібник: - М.: Вища шк., 1991.-432 с.

3. Куклін Н.Г., Деталі машин. Підручник для учнів машинобудівних технікумів. М.: Вища школа, 1973. -384 С.

4. Дунаєв П.Ф., Курсове проектування деталей машин:: - М.: Вища шк., 1984.-255 с.