Зміст
Введення
1. Кінематичний розрахунок приводу
1.1 Вибір електродвигуна
1.1.1 Потужність на виході
1.1.2 Частота обертання приводного валу
1.2 Визначення загального передаточного числа і розбиття його по щаблях
1.2.1 Загальне передавальне число привода
1.2.2 Передаточне число редуктора
1.2.3 Передаточне число тихохідної ступені редуктора
1.2.4 Передаточне число швидкохідної ступені редуктора
1.3 Визначення чисел обертів валів і обертаючих моментів
2. Проектування ланцюгової передачі
2.1 Розрахунок ланцюгової передачі
2.1.1 Крок ланцюга p, мм
2.1.2 Кількість зубів веденої зірочки
2.1.3 Фактичне передавальне число Uф і його відхилення ΔU від заданого
2.1.4 Оптимальне міжосьова відстань a, мм
2.1.5 Кількість ланок ланцюга
2.1.6 Уточнити міжосьова відстань в кроках
2.1.7 Фактичне міжосьова відстань
2.1.8 Довжина ланцюга
2.1.9. Діаметри зірочок
2.1.10 Перевірка частоти меншою зірочки
2.1.11 Перевірити число ударів ланцюга про зуби зірочок
2.1.12 Фактична швидкість ланцюга
2.1.13 Окружна сила, передана ланцюгом
2.1.14 Тиск у шарнірах ланцюга
2.1.15 Перевірити міцність ланцюга
2.1.16 Визначимо сіу тиску ланцюга на вал Fоп
3. Проектування редуктора
3.1 Вибір твердості, термообробки і матеріалу коліс
3.2 Допустимі контактні напруги
3.3 Допустимі напруги вигину
3.4 Розрахунок циліндричної зубчастої передачі
3.4 1 Міжосьова відстань:
3.4.2 Окружна швидкість
3.4 березня Уточнене міжосьова відстань
3.4.4 Попередні основні розміри колеса
3.4.5 Модуль передачі
3.4.6 Сумарне число зубів і кут нахилу
3.4.7 Кількість зубів шестерні і колеса
3.4.8 Фактичне передавальне число
3.4.9 Діаметри коліс
3.4.10 Розміри заготовок
3.4.11 Перевірка зубів коліс по контактним напруженням
3.4.12 Сили в зачепленні
3.4.13 Перевірка зубів коліс по напруженням вигину
3.4.14 Перевірочний розрахунок на міцність зубів при дії пікового навантаження
3.4.15 Міжосьова відстань
3.4.16 Попередні основні розміри колеса
3.4.17 Модуль передачі
3.4.18 Сумарне число зубів і кут нахилу
3.4.19 Кількість зубів шестерні і колеса
3.4.20 Фактичне передавальне число
3.4.21 Діаметри коліс
3.4.22 Розміри заготовок
3.4.23 Перевірка зубів коліс по контактним напруженням
3.4.24 Сили в зачепленні
3.4.25 Перевірка зубів коліс по напруженням вигину
3.4.26 Перевірочний розрахунок на міцність зубів при дії пікового навантаження
3.5 Розробка ескізного проекту
3.5.1 проектувальний розрахунок валів
3.5.2 Відстань між деталями передач
3.5.3 Вибір типу підшипників і схема їх установки.
3.6 Визначення реакцій опор і побудова епюр згинаючих і крутних моментів
3.6.1 Швидкохідний вал
3.6.2 Тихохідний вал
3.6.3 Проміжний вал
3.7. Перевірка підшипників кочення на динамічну вантажопідйомність
3.7.1 Швидкохідний вал
3.7.2 Проміжний вал
3.7.3 Тихохідний вал
3.8 Підбір і перевірка шпонок
3.8.1 Розрахунок шпонки швидкохідного валу
3.8.2 Розрахунок шпонки проміжного валу
3.8.3 Розрахунок шпонок тихохідного валу
3.9. Перевірочний розрахунок валів на втомну і статичну міцність при перевантаженнях
3.9.1 Швидкохідний вал
3.9.2 Проміжний вал
3.9.3 Тихохідний вал
3.10 Змащування та мастильні пристрої
4. Підбір і перевірка муфт
Список використаних джерел
Введення
Мета курсового проекту спроектувати привід стрічкового конвеєра, що включає: електродвигун; двоступінчастий циліндричний редуктор - механізм, що складається з зубчастих циліндричних передач, службовець для передачі руху від двигуна до робочого органу із зменшенням частоти обертання і збільшенням обертаючого моменту і ланцюгову передачу.
Вузли приводу змонтовані на зварний рамі.
Для змазування тертьових поверхонь деталей редуктора застосовують індустріальне масло І-Г-А-68, зубчасті колеса змащують зануренням у ванну з рідким мастильним матеріалом у нижній частині корпусу редуктора - картерів способом. Інші вузли і деталі, в тому числі підшипники кочення, змащуються за рахунок розбризкування масла зануреними колесами і циркуляції усередині корпусу утворився масляного туману.
Для запобігання витікання мастильного матеріалу з корпусу редуктора або виносу його у вигляді масляного туману і бризок, а також для захисту їх від попадання ззовні пилу і вологи застосовують ущільнюючі пристрої.
Для запобігання приводи використовують запобіжну муфту.
1. Кінематичний розрахунок приводу
1.1 Вибір електродвигуна
1.1.1 Потужність на виході
де h заг - загальний ККД приводу
де h ц - ККД ланцюгової передачі, h ц = 0,95; h з1 - ККД зубчастої циліндричної передачі 1, h з1 = 0,96; h м - ККД муфти, h м = 0,95; h піт - ККД опор приводного валу, h піт = 0,99.
1.1.2 Частота обертання приводного валу
Вибираємо електродвигун 4 A 100 S 2: P = 4,071 кВт; n = 2880 хв -1
1.2 Визначення загального передаточного числа і розбиття його по щаблях
1.2.1 Загальне передавальне число привода
1.2.2 Передаточне число редуктора
де u ціп - передавальне число ланцюгової передачі, u ціп = 2,4.
1.2.3 Передаточне число тихохідної ступені редуктора
1.2.4 Передаточне число швидкохідної ступені редуктора
1.3 Визначення чисел обертів валів і обертаючих моментів
2 вал:
2. Проектування ланцюгової передачі
2.1 Розрахунок ланцюгової передачі
Проектний розрахунок.
2.1.1 Крок ланцюга p, мм
,
де - Обертаючий момент на провідній зірочці;
;
- Коефіцієнт експлуатації, який представляє собою твір п'яти поправочних коефіцієнтів, які враховують різні умови роботи передачі:
,
де - Динамічність навантаження (з помірними поштовхами),
= 1; ([2], табл.5.7);
- Спосіб змащування (періодичний),
= 1,5; ([2], табл.5.7);
- Положення передачі,
= 1; ([2], табл.5.7);
- Регулювання міжосьової відстані (пересуваються опорами),
= 1; ([2], табл.5.7);
- Режим роботи (двозмінний),
= 1,25; ([2], табл.5.7).
;
- Число зубів ведучої зірочки;
, Де U - передавальне число ланцюгової передачі;
;
, Округляємо до найближчого непарного числа
;
- Допустиме тиск в шарнірах ланцюга, Н / мм ²; Швидкість υ = 0, 4 м / с, вважаючи, що вона буде такого ж порядку, що і швидкість тягового органу робочої машини
, ([2], с.94);
- Коефіцієнт рядності ланцюга, для однорядних ланцюгів типу ПР
. Обчислюємо крок:
, P = 31,75 ПР - 31,75-8900, ([2], табл. К32).
2.1.2 Кількість зубів веденої зірочки
2.1.3 Фактичне передавальне число Uф і його відхилення ΔU від заданого
2.1.4 Оптимальне міжосьова відстань a, мм
З умови довговічності ланцюга , Де p - стандартний крок ланцюга
2.1.5 Кількість ланок ланцюга
2.1.6 Уточнити міжосьова відстань в кроках
2.1.7 Фактичне міжосьова відстань
2.1.8 Довжина ланцюга
2.1.9. Діаметри зірочок
діаметр ділильної окружності
Провідна зірочка | Ведена зірочка |
діаметр окружності виступів
Провідна зірочка | Ведена зірочка |
де K - коефіцієнт висоти зуба, K = 0,7; Kz - коефіцієнт числа зубів; | |
| |
діаметр ділильної окружності
Провідна зірочка | Ведена зірочка |
Перевірочний розрахунок
2.1.10 Перевірка частоти меншою зірочки
,
де - Частота обертання тихохідного вала редуктора,
;
- Що допускається частота обертання,
, 85,995 ≤ 472,44
2.1.11 Перевірити число ударів ланцюга про зуби зірочок
,
де - Розрахункова кількість ударів ланцюга,
- Допустиме число ударів,
,
2.1.12 Фактична швидкість ланцюга
2.1.13 Окружна сила, передана ланцюгом
,
де - Потужність на провідній зірочці (на тихохідному валу)
2.1.14 Тиск у шарнірах ланцюга
,
де А - площа опорної поверхні шарніра, , Де
- Відповідно діаметр валика і ширина внутрішнього ланки ланцюга ([2], табл. К32);
- Допустиме тиск в шарнірах ланцюга уточнюють відповідно до фактичної швидкістю,
([2], с.94).
задовольняє умові
2.1.15 Перевірити міцність ланцюга
, Де
- Дозволений коефіцієнт запасу міцності для роликових ланцюгів,
([2], табл.5.9);
- Розрахунковий коефіцієнт запасу міцності,
Де а) - Руйнівне навантаження ланцюга, залежить від кроку ланцюга.
([2], табл. К32), б)
- Окружна сила, що передається ланцюгом,
(Див. п.2.1 13), в)
- Коефіцієнт, що враховує характер навантаження,
(Див. п.2.1 1); г)
- Попередній натяг ланцюга від провисання веденої гілки,
,
де - Коефіцієнт провисання,
;
- Маса 1м ланцюга,
;
- Міжосьова відстань,
(Див. п.2.1 7);
- Прискорення вільного падіння,
.
.
д) - Натяг ланцюга від відцентрових сил,
, Де
(Див. п.2.1 12),
.
2.1.16 Визначимо сіу тиску ланцюга на вал F оп
К в - коефіцієнт нагріву валу (табл.5, 7)
3. Проектування редуктора
3.1 Вибір твердості, термообробки і матеріалу коліс
Приймаються термообробку № 1
Термообробка колеса і шестерні однакова - поліпшення, твердість поверхні в залежності від марки стали: 235 ... 262 H У, 269 ... 302 H В. Марки стали однакові для колеса і для шестерні 40Х ([1], с.11)
3.2 Допустимі контактні напруги
Допустимі контактні напруги:
([1], с.13)
де а) - Межа контактної витривалості, який обчислюють за емпіричними формулами в залежності від матеріалу і способу термічної обробки зубчастого колеса і середньої твердості на поверхні зубів ([1], табл.2.2)
б) - Коефіцієнта запасу міцності,
([1], с.13)
в) - Коефіцієнт довговічності,
за умови
([1], с.13),
для матеріалів з поверхневим зміцненням.
Число циклів, відповідне перелому кривої втоми, визначають за середньої твердості поверхонь зубів:
- Еквівалентне число циклів,
де
При постійній частоті обертання на всіх рівнях навантаження .
.
Ресурс N k передачі в числах циклів зміни напруг при частоті обертання n і часу роботи L h
де - Число входжень у зачеплення зуба розраховується колеса за один його оборот,
([1], с.13),
- Час роботи передачі
([1], с.14)
- Коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості спряжених поверхонь між зубами,
([1], с.14)
- Коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості,
([1], с.14)
3.3 Допустимі напруги вигину
Допустимі напруги вигину:
де - Межа витривалості,
([1], с.15)
- Коефіцієнт запасу міцності,
([1], с.15),
- Коефіцієнт довговічності
за умови:
([1], с.15)
де і
- Для покращених зубчастих коліс. Число циклів, відповідне перелому кривої втоми,
,
- Еквівалентне число циклів
де
При постійній частоті обертання на всіх рівнях навантаження .
.
Ресурс N k передачі в числах циклів зміни напруг при частоті обертання n і часу роботи L h
де - Число входжень у зачеплення зуба розраховується колеса за один його оборот,
([1], с.13),
- Час роботи передачі
([1], с.14)
- Коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості перехідною поверхні між зубами,
([1], с.15)
- Коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження,
([1], с.16)
3.4 Розрахунок циліндричної зубчастої передачі
Тихохідна щабель
3.4 1 Міжосьова відстань:
, К = 10 ([1], с.17)
3.4.2 Окружна швидкість
Ступінь точності зубчастої передачі: 8. ([1], с.17)
3.4 березня Уточнене міжосьова відстань
де - Для косозубих коліс;
(При симетричному розташуванні коліс);
,
([1], табл.2.6)
([1], с. 19), де
([1], с.21)
,
([1], с. 20),
,
([1], с. 19)
,
, Де
,
([1], с. 20)
([1], с. 20)
, ГОСТ а w = 120 мм.
3.4.4 Попередні основні розміри колеса
Ділильний діаметр:
Ширина: , ГОСТ b 2 = 48 мм.
3.4.5 Модуль передачі
Максимально допустимий модуль
Мінімальне значення модуля
де
- Для косозубих передач;
, Де
([1], с. 20)
([1], с.21),
([1], с.21),
,
,
3.4.6 Сумарне число зубів і кут нахилу
Кут нахилу зубів
Сумарне число зубів
,
3.4.7 Кількість зубів шестерні і колеса
Кількість зубів шестерні
, ГОСТ:
Кількість зубів колеса
3.4.8 Фактичне передавальне число
3.4.9 Діаметри коліс
Ділильні діаметри
Шестерні
, Колеса
Діаметри і
кіл вершин і западин зубів коліс
3.4.10 Розміри заготовок
3.4.11 Перевірка зубів коліс по контактним напруженням
Розрахункове значення контактного напруги
де МПа для косозубих передач. ([1], с.24)
Раніше прийняті параметри передачі приймаю за остаточні.
3.4.12 Сили в зачепленні
окружна
радіальна
осьова
3.4.13 Перевірка зубів коліс по напруженням вигину
Розрахункове напруження згину:
в зубах колеса
,
([1], с.25)
,
([1], с.25)
в зубах шестерні
([1], с.25)
3.4.14 Перевірочний розрахунок на міцність зубів при дії пікового навантаження
, Де
Швидкохідна щабель
3.4.15 Міжосьова відстань
Попереднє значення:
3.4.16 Попередні основні розміри колеса
Ділильний діаметр:
Ширина:
ГОСТ: b 2 = 38 мм.
3.4.17 Модуль передачі
Максимально допустимий модуль, визначаємо з умови не підрізання зубів у підстави:
Мінімальне значення модуля, визначаємо з умови міцності:
де - Для косозубих передач;
- Коефіцієнт навантаження при розрахунку по напруженням вигину
де - Коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку навантаження, пов'язану з помилками кроків зачеплення колеса і шестерні
([1], с.22)
- Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу напружень біля основи зубів по ширині зубчастого вінця
([1], с.22)
- Коефіцієнт, що враховує вплив похибок виготовлення шестерні і колеса на розподіл навантаження між зубами
([1], с.22)
3.4.18 Сумарне число зубів і кут нахилу
Мінімальний кут нахилу зубів косозубих коліс
Сумарне число зубів
Значення округляємо в меншу сторону до цілого числа і визначаємо дійсне значення кута нахилу зуба :
3.4.19 Кількість зубів шестерні і колеса
Кількість зубів шестерні
,
,
округляємо в більшу сторону до цілого числа,
. Кількість зубів колеса
3.4.20 Фактичне передавальне число
3.4.21 Діаметри коліс
Ділильні діаметри. Шестерні
Колеса Діаметри
і
кіл вершин і западин зубів коліс
3.4.22 Розміри заготовок
,
([1], с.12)
,
3.4.23 Перевірка зубів коліс по контактним напруженням
Розрахункове значення контактного напруги
де для косозубих передач. ([1], с.24), Раніше прийняті параметри передачі приймаю за остаточні.
3.4.24 Сили в зачепленні
окружна
радіальна
осьова
3.4.25 Перевірка зубів коліс по напруженням вигину
Розрахункове напруження згину:
в зубах колеса
([1], с.25)
- Коефіцієнт, що враховує форм зуба і концентрацію напружень, в залежності від наведеного числа зубів
,
([1], с.25),
- Коефіцієнт, що враховує перекриття зубів,
([1], с.25),
, В зубах шестерні
,
- Коефіцієнт, що враховує форм зуба і концентрацію напружень,
([1], с.25),
3.4.26 Перевірочний розрахунок на міцність зубів при дії пікового навантаження
де - Коефіцієнт перевантаження,
,
,
3.5 Розробка ескізного проекту
3.5.1 проектувальний розрахунок валів
Попередні діаметри валів для швидкохідного валу:
ГОСТ d = 19 мм, Узгодити з муфтою d = 19 мм, l = 28 мм
,
де t цил - висота заплечики, , ГОСТ d П = 30 мм,
,
де r - фаска підшипника, , ГОСТ d БП = 30 мм
Попередні діаметри валів для проміжного вала: (іспол.1)
, ГОСТ
.
,
де f - фаска колеса, , ГОСТ d Б K = 50 мм,
,
ГОСТ d П = 35 мм
, ГОСТ d = 32 мм
Попередні діаметри валів для тихохідного вала:
,
, ГОСТ d П = 40 мм,
, ГОСТ d БП = 48 мм
3.5.2 Відстань між деталями передач
3.5.3 Вибір типу підшипників і схема їх установки.
Відповідно до встановленої практики проектування і експлуатації машин тип підшипника вибирають за наступними рекомендаціями.
Для опор валів циліндричних прямозубих і косозубих коліс редукторів і коробок передач застосовують найчастіше кулькові радіальні підшипники.
Швидкохідний вал.
Підшипники важкої серії:
Підшипник 405 ГОСТ 8338 - 75. ([1], С.459)
Внутрішній діаметр______________ мм
Зовнішній діаметр_______________ мм.
Шіріна_________________________ мм.
Фаска___________________________ мм.
Проміжний вал.
Підшипники важкої серії:
Підшипник 407 ГОСТ 8338 - 75. ([1], С.459)
Внутрішній діаметр______________ мм.
Зовнішній діаметр_______________ мм.
Шіріна_________________________ мм.
Фаска___________________________ мм.
Тихохідний вал.
Підшипники важкої серії:
Підшипник 408 ГОСТ 8338 - 75. ([1], С.459)
Внутрішній діаметр______________ мм.
Зовнішній діаметр_______________ мм.
Шіріна_________________________ мм.
Фаска___________________________ мм.
3.6 Визначення реакцій опор і побудова епюр згинаючих і крутних моментів
3.6.1 Швидкохідний вал
1. Горизонтальна площина.
а) визначаємо опорні реакції.
,
,
,
б) будуємо епюру згинальних моментів.
,
;
,
,
2. Вертикальна площина.
а) визначаємо опорні реакції.
,
,
,
б) будуємо епюру згинальних моментів.
,
3. Будуємо епюру крутних моментів.
4. Визначаємо сумарні радіальні реакції.
3.6.2 Тихохідний вал
1. горизонтальна площина.
а) визначаємо опорні реакції.
,
,
б) будуємо епюру згинальних моментів.
2. вертикальна площину.
а) визначаємо опорні реакції.
,
,
б) будуємо епюру згинальних моментів.
,
,
,
,
3. Будуємо епюру крутних моментів.
4. Визначаємо сумарні радіальні реакції.
,
3.6.3 Проміжний вал
1. Вертикальна площина.
а) визначаємо опорні реакції.
,
,
б) будуємо епюру згинальних моментів.
,
,
,
,
2. Горизонтальна площина.
а) визначаємо опорні реакції.
,
,
,
б) будуємо епюру згинальних моментів.
,
,
,
,
3. Будуємо епюру крутних моментів.
4. Визначаємо сумарні радіальні реакції.
,
3.7. Перевірка підшипників кочення на динамічну вантажопідйомність
3.7.1 Швидкохідний вал
Де m - Показник ступеня, - Для кулькових радіальних підшипників,
- Коефіцієнт надійності,
([2], с.140),
- Коефіцієнт, що враховує вплив якості підшипника і якість його експлуатації,
([2], с.140), n - частота обертання внутрішнього кільця підшипника швидкохідного валу,
,
- Базова динамічна вантажопідйомність підшипника,
([2], с.432),
- Необхідна довговічність,
,
- Умовна еквівалентна динамічна навантаження
еквівалентна динамічне навантаження.
при
,
при
Лівий підшипник:
Коефіцієнт радіального навантаження: ([2], с.142)
Осьова навантаження підшипника:
Радіальне навантаження підшипника:
Статична вантажопідйомність: ([2], с.432)
Коефіцієнт безпеки: ([2], с.145)
Температурний коефіцієнт: ([2], с.143)
Коефіцієнт обертання: ([2], с.143)
Визначаємо коефіцієнти е і y по відношенню
([2], с.143)
Правий підшипник:
Коефіцієнт радіального навантаження: ([2], с.142)
Осьова навантаження підшипника:
Радіальне навантаження підшипника:
Статична вантажопідйомність: ([2], с.432)
Коефіцієнт безпеки: ([2], с.145)
Температурний коефіцієнт: ([2], с.143)
Коефіцієнт обертання: ([2], с.143)
а)
б) Визначаємо коефіцієнти е і y по відношенню ([1], с.143)
;
Умова виконується.
3.7.2 Проміжний вал
Лівий підшипник:
Коефіцієнт радіального навантаження: ([2], с.142)
Осьова навантаження підшипника:
Радіальне навантаження підшипника:
Статична вантажопідйомність: ([2], с.432)
а)
б) Визначаємо коефіцієнти е і y по відношенню
([2], с.143)
в)
Правий підшипник:
Коефіцієнт радіального навантаження:
Осьова навантаження підшипника:
Радіальне навантаження підшипника:
а) ,
в)
умова виконується
3.7.3 Тихохідний вал
Лівий підшипник: коефіцієнт радіального навантаження: , Осьове навантаження підшипника:
, Статична вантажопідйомність:
a)
б) Визначаємо коефіцієнти е і y по відношенню
,
,
в) ,
Правий підшипник:
а)
б) Визначаємо коефіцієнти е і y по відношенню
,
в)
Умова виконується
3.8 Підбір і перевірка шпонок
Підбір призматичних шпонок.
По діаметру вала вибираємо призматичну шпонку перетином , Довжину шпонки
вибираємо конструктивно. Призматичні шпонки застосовувані в проектованому редукторі, перевіряємо на зминання. Перевірці підлягають дві шпонки тихохідного вала - під колесом і під зірочкою, одна шпонка швидкохідного валу - під напівмуфти і одна шпонка проміжного валу - під колесом.
Умова міцності:
([2], с.265)
де окружна сила на колесі або шестерні;
А см - площа зминання, , Де
робоча довжина шпонки з округленими кінцями.
- Стандартні розміри шпонки ([1], табл.24.29);
[Σ] см - напруга, що допускається зминання:
3.8.1 Розрахунок шпонки швидкохідного валу
Шпонка 6 '6' 20 (ГОСТ 23360-78) d = 19мм. ([2], С.449)
3.8.2 Розрахунок шпонки проміжного валу
Шпонка 14 '9' 40 (ГОСТ 23360-78) d = 45 мм. ([2], С.449)
,
,
3.8.3 Розрахунок шпонок тихохідного валу
а) під колесом
Шпонка 14 '9' 36 (ГОСТ 23360-78) d = 48 мм. ([2], С.449)
,
,
не підходить, беремо посадку з натягом
б) під зірочкою
Шпонка 10 '8' 70 (ГОСТ 23360-78) d = 35 мм. ([2], С.449)
,
3.9. Перевірочний розрахунок валів на втомну і статичну міцність при перевантаженнях
Сталь 40Х:
([1], с.185)
3.9.1 Швидкохідний вал
Розрахунок вала на опір втоми.
, ([1], с. 190)
де [S] - допустимий запас міцності, [S] = 1,2 ... 2,5
Момент в небезпечному перерізі (під шестернею):
| | |
Концентратором напрузі є евольвентні шліци | ||
| | |
Де:
Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів ,
Ефективний коефіцієнт концентрації напружень До σ, К τ
Коефіцієнти впливу якості поверхні
Коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення К у
Приділи витривалості зразків при симетричному циклі згину та кручення: ,
Коефіцієнт чутливості до асиметрії циклу напружень: .
Коефіцієнти запасу по нормальних і дотичних напруг:
Розрахунок вала на статичну міцність при перевантаженні.
,
де [S] T - дозволений запас міцності, [S] T = 1,3 ... 2,5
3.9.2 Проміжний вал
Розрахунок вала на опір втоми.
, ([1], с. 190)
Момент в небезпечному перерізі (під шестернею):
| | |
Концентратором напрузі є евольвентні шліци | ||
| | |
Розрахунок вала на статичну міцність.
,
де [S] T - дозволений запас міцності, [S] T = 1,3 ... 2,5
3.9.3 Тихохідний вал
Розрахунок вала на опір втоми.
, ([1], с. 190)
Момент в небезпечному перерізі (під шестернею):
| |
Концентратором напрузі є евольвентні шліци | |
| |
Розрахунок вала на статичну міцність.
,
де [S] T - дозволений запас міцності, [S] T = 1,3 ... 2,5
3.10 Змащування та мастильні пристрої
Для змазування передачі використовується картерів система. У корпус редуктора заливають масло так, щоб вінці коліс були в нього занурені. Колеса при обертанні захоплюють масло, розбризкуючи його всередині корпусу, за рахунок чого всередині корпусу утворюється суспензія часток масла в повітрі, яка покриває поверхню розташованих усередині корпусу деталей.
Т. до контактні напруги і окружна швидкість 0,525 м / с, то рекомендована в'язкість масла повинна бути 60 мм 2 / с. У редуктор заливаємо олію І-Г-А-68 (ГОСТ 17479.4-87). ([1], с. 200)
Для контролю рівня масла застосуємо круглий маслоуказателе, так як він зручний для огляду.
Для зливу забрудненої олії передбачено зливний отвір, що закривається пробкою з циліндричним різьбленням М20 '1,5.
Для огляду зачеплення та заливання масла в кришці корпусу виконаємо одне вікно. Вікно закрито кришкою з пробкою-віддушиною. Віддушина необхідна для з'єднання внутрішнього обсягу редуктора з зовнішньою атмосферою, тому що при тривалій роботі у зв'язку з нагріванням повітря підвищується тиск усередині корпусу, це призводить до просочування масла через ущільнення і стики.
4. Підбір і перевірка муфт
Муфта на швидкохідному валу
Розрахунковий момент
,
де К р - коефіцієнт режиму навантаження, К р = 1,25 ([1], с.251)
Приймемо пружну муфту з гумовою зірочкою. Т = 25 Нм
Радіальна сила
- Радіальне зміщення
-Кутовий зсув
Матеріал:
напівмуфти - сталь 35 (ГОСТ 1050-88)
зірочки - гума з межею міцності при розриві не менше 10 Н / мм 2
Список використаних джерел
1. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин: Навчальний посібник для техн. спец. вузів. - 5-е вид., Перераб. і доп. - М.: Вищ. шк., 1998. - 447 с., Іл.
2. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Учеб. посібник для технікумів. - М. Вищ. шк., 1991. - 432 с.: Іл.