Оглавление
Задание
Введение
1. Описание назначения и устройства проектируемого привода.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.
4. Расчет второй ступени редуктора.
5. Расчет первой ступени редуктора.
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора.
7. Проектный расчет валов, подбор подшипников.
8. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него.
9. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него.
10. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него.
11. Расчет тяговой звездочки.
12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.
13. Смазка
14. Проверка прочности шпоночных соединений.
15. Выбор муфт
16. Сборка редуктора.
Список использованной литературы
Приложение: спецификация редуктора.
Вариант 12
Спроектировать привод цепного сборочного конвейера, состоящий из электродвигателя фланцевого (1), муфты (2), редуктора коническо-цилиндрического (3), муфты (4), звездочек тяговых (5). Цепи по ГОСТ 588-64, тип ПВР. В одной из муфт предусмотреть предохранительное устройство.
Техническая характеристика привода:
Окружное усилие на звездочке Р, кг: 260.
Скорость цепи конвейера V, м/с: 1,5.
Число зубьев звездочки z: 9.
Шаг цепи t, мм: 100.
Ресурс tΣ
, ч: 48000.
Введение
Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.
При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
1.
Описание назначения и устройства проектируемого привода
Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу цепного сборочного конвейера. В состав данного привода входят:
1.Электродвигатель фланцевый.
2.Муфта.
3.Редуктор коническо-цилиндрический.
4.Муфта.
5.Звездочки тяговые.
Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через муфту передается на быстроходный вал редуктора. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность вала двигателя и быстроходного вала редуктора. В качестве электродвигателя широкое применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.
Коническо-цилиндрический редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент по величине и направлению. Изменение направления связано с наличием в редукторе конической передачи.
Еще одна муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу цепного сборочного конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера. Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.
Звездочки тяговые установлены на приводном валу и приводят в движение цепи по ГОСТ 588-64, тип ПВР.
2.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Изобразим кинематическую схему привода на рис. 1. Расчет ведем по [1].
Рис.1
Потребляемая мощность привода:
Рвых
= Ft
· V = 2,6 · 103
· 1,5 = 3,9 кВт.
Требуемая мощность двигателя:
Рэ потр
= Рвых
/ ηобщ
, где:
ηобщ
= ηред
· ηм
2
· ηп
- общий КПД привода.
ηред
– КПД редуктора.
ηред
= ηцп
· ηкп
· ηп
3
По таблице 1.1 из [1]:
ηцп
= 0,96…0,98; принимаем ηцп
= 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи;
ηкп
= 0,95…0,97; принимаем ηкп
= 0,96 – КПД закрытой конической передачи;
ηп
= 0,99 – КПД пары подшипников качения.
ηм
= 0,98 – КПД муфты.
ηред
= 0,97 · 0,96 · 0,993
= 0,9
ηобщ
= 0,9 · 0,982
· 0,99 = 0,86
Рэ потр
= 3,9/ 0,86 = 4,53 кВт.
Частота вращения вала электродвигателя:
nэ
= nвых
· U1
· U2
, где:
U1
– передаточное число конической передачи;
U2
– передаточное число цилиндрической передачи.
По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:
U1
= 2;
U2
= 3.
nвых
= 60v / (πDзв
) = 60 · 1,5 / (3,14 · 0, 287) = 99,9 об/мин
Dзв
= zpзв
/ (π · 103
) = 9 · 100 / (3,14 · 103
) = 0,287 м
nэ
= 99,9 · 2 · 3 = 599,4 об/мин
По таблице 24.8 [1] выбираем электродвигатель 132М8: Р = 5,5 кВт;
n = 720 об/мин.
Общее передаточное число привода:
Uобщ
= Uред
= n/ nвых
= 720/99,9 = 7,2
По таблице 1.3 [1]:
U1
= Uред
/ U2
= 7,2 / 2,95 = 2,44
U2
= 1,1 = 1,1 = 2,95
Частота вращения валов:
n1
= n = 720 об/мин;
n2
= n1
/ U1
= 720 / 2,44 = 295,1 об/мин;
n3
= nвых
= 99,9 об/мин.
Угловые скорости валов:
ω1
= πn1
/ 30 = 3,14 · 720 / 30 = 75,4 рад/с;
ω2
= πn2
/ 30 = 3,14 · 295,1 / 30 = 30,9 рад/с;
ω3
= ωвых
= πn3
/ 30 = 3,14 · 99,9 / 30 = 10,5 рад/с.
Вращающие моменты на валах:
Твых
= Т3
= Ft
Dзв
/ 2 = 2,6 · 103
· 0,287 / 2 = 373 Н·м;
Т2
= Т3
/ (ηцп
· U2
) = 373 / (0,97 · 2,95) = 130,4 Н·м;
Т1
= Т2
/ (ηкп
· U1
) = 130,4 / (0,96 · 2,44) = 55,7 Н·м.
Мощности на валах:
Р1
= Р · ηм
· ηп
= 5,5 · 0,98 · 0,99 = 5,34 кВт;
Р2
= Р1
· ηкп
· ηп
= 5,34 · 0,96 · 0,99 = 5,08 кВт;
Р3
= Р2
· ηцп
· ηп
= 5,08 · 0,97 · 0,99 = 4,88 кВт;
Рвых
= Р4
· ηм
· ηп
= 4,88 · 0,98 · 0,99 = 4,73 кВт.
3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений
По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.
Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2
;
248,5 НВСР2
; σв
= 780 МПа; σт
= 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1
;
285,5 НВСР1
; σв
= 890 МПа; σт
= 650 МПа; τ = 380 МПа.
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:
[σ]H
1
= 1,8HBCP
1
+ 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа
[σ]H
2
= 1,8HBCP
2
+ 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа
[σ]F
1
= 1,03HBCP
1
= 285,5 · 1,03 = 294 МПа
[σ]F
2
= 1,03HBCP
2
= 248,5 · 1,03 = 256 МПа
[σ]H
1
max
= 2,8 σт
= 2,8 · 650 = 1820 МПа
[σ]H
2
max
= 2,8 σт
= 2,8 · 540 = 1512 МПа
[σ]F
1
max
= 2,74 HBCP
1
= 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа
[σ]F
2
max
= 2,74 HBCP
2
= 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа
Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]H
= [σ]H
2
= 514 МПа.
4. Расчет второй ступени редуктора
Исходные данные: U2
= 2,95; Т3
= 373 Н·м; n3
= 99,9 об/мин.
αw
2
≥ Кα
(U2
+ 1) = 4950 · (2,95 + 1) = 0,15642 м
Кα
= 4950 – для прямозубых передач [1].
КНβ
= 1 – при постоянной нагрузке [1].
ψd
= 0,5 ψα
(U2
+ 1) = 0,5 · 0,25 (2,95 + 1) = 0,49
Принимаем: ψα
= 0,25 [1].
ТНЕ2
= КНД
Т3
– эквивалентный момент на колесе, где:
КНД
= КНЕ
≤ 1
Коэффициент эквивалентности:
КНЕ
= 0,56 (таблица 2.4 [1])
NHG
= (HBcp
)3
= 248,53
= 1,53 · 107
– базовое число циклов нагружений.
КНД
= 0,56 ·
= 0,78
ТНЕ2
= 0,78 · 373 = 291 Н·м.
Принимаем межосевое расстояние по стандартному ряду: αw
2
= 160 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
d2
= 2 αw
2
U2
/ (U2
+ 1) = 2 · 160 · 2,95 / (2,95 + 1) = 239 мм – делительный диаметр
b2
= ψα
αw
2
= 0,25 · 160 = 40 мм
Модуль передачи:
m ≥ = = 0,002 м
Km
= 6,6 – для прямозубых колес [1].
ТF
Е2
= КF
Д
Т3
– эквивалентный момент на колесе, где:
КF
Д
= КF
Е
≤ 1
Коэффициент эквивалентности:
КF
Е
= 0,68 (таблица 2.4 [1])
NFG
= 4 · 106
– базовое число циклов нагружений.
КF
Д
= 0,68 ·= 1
ТF
Е2
= 1 · 373 = 373 Н·м.
Принимаем m = 2 мм.
Суммарное число зубьев:
zΣ
= 2 αw
2
/ m = 2 · 160 / 2 = 160
Число зубьев шестерни и колеса:
z1
= zΣ
/ (U2
+ 1) = 160 / (2,95 + 1) = 40
z2
= zΣ
- z1
= 160 – 40 = 120
Фактическое передаточное число:
U2ф
= z2
/ z1
= 120/40 = 3
Отклонение от заданного передаточного числа: 1,6% < 4%
Делительные диаметры:
d1
= mz1
= 2 · 40 = 80 мм
d2
= 2 αw
2
- d1
= 2 · 160 - 80 = 240 мм
Диаметры окружности вершин и впадин зубьев:
da
1
= d1
+ 2(1 + х1
– у)m = 80 + 2 · 2 = 84 мм
df
1
= d1
– 2(1,25 – х1
)m = 80 – 2,5 · 2 = 75 мм
da
2
= d2
+ 2(1 + х2
–у)m = 240 + 2 · 2 = 244 мм
df
2
= d2
– 2(1,25 – х2
)m = 240 – 2,5 · 2 = 235 мм
x1
= x2
= 0; y = -(αw
2
– α)/m = -(160 – 160)/2 = 0 – коэффициент воспринимаемого смещения.
α = 0,5m(z2
+ z1
) = 0,5 · 2 (120 + 40) = 160 – делительное межосевое расстояние
Размеры заготовок колес:
Dзаг
= da
2
+ 6 = 244 + 6 = 250 мм > Dпред
= 125 мм
Сзаг
= 0,5b2
= 0,5 · 40 = 20 мм
Sзаг
= 8m = 8 · 2 = 16 мм ≤ Sпред
= 80 мм
Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с
Dпред
= 315 мм
Усилия в зацеплении:
окружное: Ft
1
= Ft
2
= 2Т3
/ d2
= 2 · 373 / 0,24 = 3108 H
радиальное: Fr
1
= Fr
2
= Ft
1
· tgα = 3108 · tg 20° = 1131 H
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:
σF
2
= Ft
Е
· КFα
· КFβ
· KFV
· Yβ
· YF
2
/ b2
· m ≤ [σ]F
2
в зубьях шестерни:
σF
1
= σF
2
YF
1
/ YF
2
≤ [σ]F
1
КFα
= 1 – для прямозубых колес. [1]
КFβ
= 1 – при постоянной нагрузке. [1]
Окружная скорость в зацеплении:
V = = 3,14 · 0,24 · 99,9 / 60 = 1,3 м/с
Назначим 9 степень точности изготовления зубьев, табл. 2.5 [1].
KFV
= 1,13 – коэффициент динамической нагрузки, табл. 2.7 [1].
Yβ
= 1 - β°/140 = 1
Коэффициент формы зуба: YF
1
= 3,7, YF
2
= 3,6, табл. 2.8 [1].
Ft
Е
= КF
Д
Ft
= 3108 Н – эквивалентная окружная сила.
σF
2
= 3108 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,04 · 0,002 = 158 МПа ≤ [σ]F
2
= 256 МПа
σF
1
= 158 · 3,7 / 3,6 = 162 ≤ [σ]F
1
= 294 МПа
Условие выполняется.
Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:
σН2
=
КН
= 3,2 · 105
– для прямозубых колес [1]
КНα
= 1; КНβ
= 1 [1]; КН
V
= 1,05 табл. 2.9 [1].
σН2
= = 465 МПа ≤ [σ]Н
= 514 МПа
Условие выполняется.
5. Расчет первой ступени редуктора
Исходные данные: U1
= 2,44; Т2
= 130,4 Н·м; n2
= 295,1 об/мин.
Диаметр внешней делительной окружности колеса [1]:
de
2
≥ 1,75 · 104
= 1,75 · 104
= 0,224 м
νН
= 0,85 – для прямозубых колес [1].
КНβ
= КНβ
0
= 1,9 - табл. 2.3 [1].
Ψd
= 0,166 = 0,166 = 0,44
ТНЕ2
= КНД
Т2
= 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м
Угол делительного конуса колеса:
δ2
= arctg(U1
) = arctg 2,44 = 67,7º; sinδ2
= sin 67,7 = 0,93
Конусное расстояние:
Re
= de2
/ 2sin(δ2
) = 224 / 2 · 0,93 = 120,4мм
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:
b = 0,285Re
= 0,285 · 120,4 = 34,3 мм
Внешний торцовый модуль:
me
≥
KFβ
= KFβ
0
(1 - Х) + Х = 1,67 (1 – 0,5) + 1 = 1,835
KFβ
0
= 1,67 – табл. 2.6 [1].
X = 0,5 [1].
vF
= 0,85 – для прямозубых колес,
ТF
Е2
= КF
Д
Т2
= 1 · 130,4 = 130,4 Н·м
me
= = 0,002 м
Число зубьев колеса и шестерни:
z2
= de2
/ me
= 224 / 2 = 112
z1
= z2
/ U1
= 112 / 2,44 = 46
Фактическое передаточное число:
U1ф
= z2
/ z1
= 112/46 = 2,43
Отклонение от заданного передаточного числа: 0,4% < 4%
Определим окончательные размеры колес.
Углы делительных конусов колеса и шестерни.
δ2
= arctg(U1
) = arctg 2,43 = 67,6º; δ1
= 90º - δ2
= 22,4º
cos δ2
= cos 67,6º = 0,38; cos δ1
= cos 22,4º = 0,92; sin δ1
= ; sin 22,4° = 0,38.
Делительные диаметры:
de1
= me
z1
= 2 · 46 = 92 мм;
de2
= me
z2
= 2 · 112 = 224 мм.
Внешниедиаметры:
dae1
= de1
+ 2(1 + Xe1
) me
cosδ1
= 92 + 2(1+0,22) 2 · 0,92 = 96,5 мм
dae2
= de2
+ 2(1 + Xe2
) me
cosδ2
= 224 + 2(1 – 0,22) 2 · 0,38 = 225,2 мм
Xe
1
= 0,22; Xe
2
= - Xe
1
= -0,22 – коэффициенты смещения, табл. 2.10 [1].
Размеры заготовок колес:
Dзаг
= dе2
+ 2m + 6 = 224 + 2 · 2 + 6 = 234 мм > Dпред
= 125 мм
Sзаг
= 8me
= 8 · 2 = 16 мм ≤ Sпред
= 80 мм
Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с Dпред
= 315 мм
Силы в зацеплении:
Ft
= = = 1358 H – окружная сила в зацеплении.
dm2
= 0,857 de2
= 0,857 · 224 = 192 мм
Fr1
= Fa2
= Ft
· tgα · cos δ1
= 1358 · tg 20º · 0,92 = 455 H
Fa1
= Fr2
= Ft
· tgα · sin δ1
= 1358 · tg 20º · 0,38 = 188 H
Напряжения изгиба в зубьях колеса.
σF
2
= 1,17YF
2
KFβ
KFv
≤ [σ]F
2
Напряжения изгиба в зубьях шестерни.
σF
1
= σF
2
YF
1
/ YF
2
≤ [σ]F
1
KFβ
= 1,835
Окружная скорость в зацеплении:
V = = 3,14 · 0,192 · 295,1 / 60 = 2,97 м/с
KFv
= 1,5 – табл. 2.7 [1].
Эквивалентные числа зубьев:
zv
2
= z2
/ cosδ2
= 112 / 0,38 = 294,7
zv
1
= z1
/ cosδ1
= 46 / 0,92 = 50
YF1
= 3,57, YF2
= 3,62 – табл. 2.8 [1].
σF2
= 1,17 · 3,62 1,835 · 1,5 = 232 МПа ≤ [σ]F2
= 256 МПа
σF1
= 232 ·3,57 / 3,62 = 229 МПа ≤ [σ]F1
= 294 МПа
Условие выполняется.
Расчетное контактное напряжение:
σН
= 1,9 · 106
≤ [σ]H
,
КН
v
= 1,2 – табл. 2.9 [1].
ТНЕ2
= КНД
Т2
= 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м
σН
= 1,9 · 106
= 462 МПа ≤ [σ]H
= 514 МПа,
Условие выполняется.
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора
По рекомендациям [1] в качестве материала корпуса выбираем:
СЧ15 ГОСТ 1412-85.
Толщина стенки корпуса:
δ = 2,6≥ 6 мм
δ = 2,6 = 6,4 мм
Принимаем: δ = 6,7 мм – табл. 24.1 [1].
Толщина стенки крышки корпуса: δ1
= 0,9δ = 0,9 · 6,7 = 6,03
Принимаем: δ1
= 6 мм – табл. 24.1 [1].
Толщина поясов стыка:
b = 1,5δ = 1,5 · 6,7 = 10,05 мм; b1
= 1,5δ1
= 1,5 · 6 = 9 мм
Принимаем: b = 10 мм; b1
= 9 мм – табл. 24.1 [1].
Размеры конструктивных элементов из [1]:
f = (0,4…0,5) δ1
= (0,4…0,5) · 6 = 2,4…3 мм; f = 3 мм.
l = (2…2,2) δ = (2…2,2) · 6,7 = 13,4…14,74 мм; l = 14 мм.
Из [1] в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов крепления крышки редуктора и отверстия под них:
Болт: М12; d0
= 13 мм.
Ширина фланца корпуса и крышки:
К = 2,7d = 2,7 · 12 = 32,4 мм; К = 32 мм – табл. 24.1 [1].
К1
= 2,2d = 2,2 · 12 = 26,4 мм; К = 26 мм – табл. 24.1 [1].
Диаметры штифтов:
dшт
= (0,7…0,8)d = (0,7…0,8) · 12 = 8,4…9,6 мм; dшт
= 10 мм
Диаметры болтов крепления корпуса редуктора на раме:
dк
= ≥ 12 мм
dк
= = 9,06 мм; берем: М12
Толщина фланца крепления редуктора на раму:
g = 1,5 dк
= 1,5 · 12 = 18 мм.
Диаметр болтов крепления крышек подшипников:
dп
= (0,7…0,75)dк
= (0,7…0,75) · 12 = 8,4…9 мм; берем М10.
7. Проектный расчет валов, подбор подшипников
Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69 и рекомендациями [1].
В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].
Проектный расчет быстроходного вала.
Диаметр вала:
dб
≥ (7…8) = (7…8) = 26,7…30,5
Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого dД
= 38 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно dM
≈ 0,75dД
. Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d = 30 мм.
Диаметр под подшипники:
dб
п
≥ dб
+ 2t = 30 + 2 · 2,5 = 35 мм, где t = 2,5 из [1].
Принимаем: dб
п
= 35 мм (ГОСТ 27365-87).
Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7207 ГОСТ 27365-87 [2].
Его размеры: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм.
Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 48,4 кН.
Статическая грузоподъемность Со
= 32,5 кН.
dбп
≥ dб
п
+ 3r = 35 + 3 · 2,5 = 42,5 мм; принимаем: dбп
= 42 мм.
Проектный расчет промежуточного вала.
Диаметр вала:
dпр
≥ (6…7) = (6…7) = 30,4…35,5
Принимаем: dпр
= 36 мм
Диаметр под подшипники:
dб
пр
=
– 3r = 36 - 3 · 2,5 = 28,5 мм, где r = 2,5 из [1].
Принимаем: dб
пр
= 30 мм (ГОСТ 27365-87).
Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 7206 ГОСТ 27365-87 [2].
Его размеры: d = 30 мм, D = 62 мм, b = 16 мм.
Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 38 кН.
Статическая грузоподъемность Со
= 25,5 кН.
По [1] определяем остальные конструктивные размеры:
dбк
≥ dпр
+ 3f = 36 + 3 · 1,2 = 39,6 мм; принимаем: dбк
= 40 мм.
dбп
≥ dб
пр
+ 3r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; принимаем: dбп
= 36 мм.
Проектный расчет тихоходного вала.
Диаметр вала:
dт
≥ (5…6) = (5…6) = 35,9…43,1
Принимаем: dт
= 42 мм
Диаметр под подшипники:
dб
т
≥ dт
+ 2t = 42 + 2 · 2,8 = 47,6 мм, где t = 2,8 из [1].
Диаметр под подшипники принимаем dб
т
= 50 мм (ГОСТ 8338-75).
Учитывая отсутствие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный 310 ГОСТ 8338-75 [2].
Его размеры: d = 50 мм, D = 110 мм, b = 27 мм.
Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 61,8 кН.
Статическая грузоподъемность Со
= 36 кН.
dбп
≥ dб
т
+ 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: dбп
= 60 мм.
По имеющимся данным, основываясь на рекомендациях [1] проводим эскизную компоновку редуктора (см. приложение).
8.
Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него
Исходные данные для расчета:
Ft
2
= 3108 H, Fr
2
= 1131 H, a = 180 мм, b = 76 мм, с = 104 мм.
Усилие от муфты: FM
= 250 = 250 = 4828 H
Реакции от усилий в зацеплении:
RAx
(a + b) – Ft2
b = 0; RAx
= Ft2
b / (a + b) = 3108 · 0,076 / 0,256 = 923 H
RBx
= Ft2
- RAx
= 3108 – 923 = 2185 H
Mx
= RBx
b = 2185 · 0,076 = 166 H · м
RAy
= Fr2
b / (a + b) = 1131 · 0,076 / 0,256 = 336 H
RBy
= Fr2
- RAy
= 1131 – 336 = 795 H
My
= RBy
b = 795 · 0,076 = 60 H · м
Реакции от усилия муфты:
FM
(a + b + c) – RAF
м
(a + b) = 0;
RAF
м
= FM
(a + b + c) / (a + b) = 4828 · 0,36 / 0,256 = 6789 H
RBF
м
= RAF
м
- FM
= 6789 – 4828 = 1961 H
RA
= = = 982 H
RB
= = = 2325 H
Для расчета подшипников:
RA
' = RA
+ RAF
м
= 982 + 6789 = 7771 H
RB
' = RB
+ RBF
м
= 2325 + 1961 = 4286 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв
= 780 МПа, σт
= 540 МПа, τт
= 290 МПа,
σ-1
= 360 МПа, τ-1
= 200 МПа, ψτ
= 0,09, [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
σа
= σu
= МAF
м
/ 0,1dт
3
= 706 · 103
/ 0,1 · 503
= 56,5 МПа
τа
= τк
/2 = Т3
/ 2 · 0,2dт
3
= 373 · 103
/ 0,4 · 503
= 7,5 МПа
Кσ
/ Кdσ
= 3,8 [2]; Кτ
/ Кdτ
= 2,2 [2];
KFσ
= KFτ
= 1 [2]; KV
= 1 [2].
Kσ
Д
= (Кσ
/ Кdσ
+ 1 / КFσ
– 1) · 1 / KV
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
Kτ
Д
= (Кτ
/ Кdτ
+ 1 / КFτ
– 1) · 1 / KV
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д
= σ-1
/ Kσ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д
= τ -1
/ Kτ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ
= σ-1Д
/ σа
= 94,7 / 56,5 = 1,7; Sτ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 7,5 = 12,1
S = Sσ
Sτ
/ = 1,7 · 12,1 / = 2,6 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Расчет подшипника.
Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ
= (XVPr
1
+ YPa
1
)Kб
KT
,
в которой радиальная нагрузка Pr
1
= 7771 H; осевая нагрузка Pa
1
= 0 H;
V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб
= 1,3; КТ
= 1 [3].
Рэ
= 1,3·7771 = 10102 H < C = 61800 Н
Расчетная долговечность, млн. об:
L = (C/Pэ
)3
= (61800/10102)3
= 228 млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
Lh
= L·106
/60n = 228·106
/60·99,9 = 38038 ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
9.
Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него
Исходные данные для расчета:
Ft
1
= 3108 H, Fr
1
= 1131 H, d = 70 мм, e = 114 мм, f = 60,5 мм.
Ft
2
= 1358 H, Fr
2
= 188 H, Fa
2
= 455 H.
Реакции опор:
в плоскости xz:
RDX
= (Ft
1
d + Fr
2
(d+e) + Fa
2
d2
/2)/(d+e+f) =(3108·70 + 188·184 + 455·112)/244,5 =
= 1240 Н;
RCX
= (Fr2
f + Ft1
(f+e) - Fa2
d2
/2)/(d+e+f) =(188·60,5 + 3108·174,5 - 455·112)/244,5 =
= 2056 Н;
Проверка: RDX
+ RCX
- Ft
1
– Fr
2
= 1240 + 2056 - 3108 – 188 = 0.
в плоскости yz:
RDY
= (Fr
1
d + Ft
2
(d+e))/(d+e+f) =(1131·70 + 1358·184)/244,5 = 1346 Н;
RCY
= (Ft2
f + Fr1
(f+e))/(d+e+f) =(1358·60,5 + 1131·174,5)/244,5 = 1143 Н;
Проверка: RDY
+ RCY
– Fr
1
- Ft
2
= 1346 + 1143 – 1131 - 1358 = 0.
Суммарные реакции:
RD
= = = 1830 H;
RC
= = = 2352 H;
Опасное сечение – место под колесо цилиндрической передачи.
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв
= 780 МПа, σт
= 540 МПа, τт
= 290 МПа,
σ-1
= 360 МПа, τ-1
= 200 МПа, ψτ
= 0,09, [2].
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му
= RDX
(e+f) – Fr
2
e - Fa
2
d2
/2 = 1240 · 0,1745 – 188 · 0,114 – 455 · 0,112= 144 Н·м;
Мх
= RDY
(e+f) – Ft
2
e = 1346 · 0,1745 – 1358 · 0,114 = 80 Н·м;
Мсеч
= = = 165 Н·м.
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σа
= σu
= Мсеч
/ 0,1dпр
3
= 165 · 103
/ 0,1 · 403
= 25,8 МПа
τа
= τк
/2 = Т2
/ 2 · 0,2dпр
3
= 130,4 · 103
/ 0,4 · 403
= 5,1 МПа
Кσ
/ Кdσ
= 3,8 [2]; Кτ
/ Кdτ
= 2,2 [2];
KFσ
= KFτ
= 1 [2]; KV
= 1 [2].
Kσ
Д
= (Кσ
/ Кdσ
+ 1 / КFσ
– 1) · 1 / KV
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
Kτ
Д
= (Кτ
/ Кdτ
+ 1 / КFτ
– 1) · 1 / KV
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д
= σ-1
/ Kσ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д
= τ -1
/ Kτ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ
= σ-1Д
/ σа
= 94,7 / 25,8 = 3,7; Sτ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 5,1 = 17,8
S = Sσ
Sτ
/ = 3,7 · 17,8 / = 3,65 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Расчет подшипника.
Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ
= (XVPr
1
+ YPa
1
)Kб
KT
,
в которой радиальная нагрузка Pr
1
= 2352 H; осевая нагрузка Pa
1
= Fa
2
=455 H;
V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб
= 1,3; КТ
= 1 [3].
Отношение Fa
2
/ Со
= 455 / 25500 = 0,017; этой величине соответствует е = 0,36.
Отношение Рa
1
/ Pr
1
= 455 / 2352 = 0,19 < е; Х = 1; Y = 0.
Рэ
= (1·2352 + 0· 455) · 1,3 = 3058 H< С = 38000 Н
Расчетная долговечность, млн. об:
L = (C/Pэ
)3
= (38000/3058)3
= 1918 млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
Lh
= L·106
/60n = 1918·106
/60·295,1 = 11·104
ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
10.
Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него
Исходные данные для расчета:
Ft
1
= 1358 H, Fr
1
= 455 H, Fa
1
= 188 H, d1
= 92 мм.
g = 88 мм, h = 33 мм, l = 22 мм.
Усилие от муфты: FM
= 250 = 250 = 1866 H
Реакции опор:
в плоскости xz:
RЕ
X
= (- Fr
1
l + Fa
1
d1
/2)/h = (-455·22 + 188·46)/33 = -41 Н;
RFX
= Fr
1
(l+h) - Fa
1
d1
/2)/h =(455·55 - 188·46)/33 = 496 Н;
Проверка: REX
+ RFX
- Fr
1
= -41 + 496 - 455 = 0.
в плоскости yz:
REY
= -Ft
1
l/h = -1358·22/33 = -905 Н;
RFY
= Ft
1
(l+h)/h = 1358·55/33 = 2263 Н;
Проверка: REY
+ RFY
– Ft
1
= -905 + 2263 - 1358 = 0.
Суммарные реакции:
RE
= = = 906 H;
RF
= = = 2317 H;
Mx
= Fa1
d1
/2 = 188 · 0,046 = 8,6 H · м
My
= Ft1
l = 1358 · 0,022 = 30 H · м
Реакции от усилия муфты:
FM
g – RFF
м
h = 0;
RFF
м
= FM
g / h = 1866 · 0,88 / 0,33 = 4976 H
REF
м
= RFF
м
+ FM
= 4976 + 1866 = 6842 H
МЕ
F
м
= RFF
м
h = 4976 · 0,033 = 164 H · м
Для расчета подшипников:
RE
' = RE
+ REF
м
= 906 + 6842 = 7748 H
RF
' = RF
+ RFF
м
= 2317 + 4976= 7293 H
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σа
= σu
= Мсеч
/ 0,1dб
3
= 164 · 103
/ 0,1 · 353
= 38,3 МПа
τа
= τк
/2 = Т1
/ 2 · 0,2dб
3
= 55,7 · 103
/ 0,4 · 353
= 3,2 МПа
Кσ
/ Кdσ
= 3,8 [2]; Кτ
/ Кdτ
= 2,2 [2];
KFσ
= KFτ
= 1 [2]; KV
= 1 [2]
Kσ
Д
= (Кσ
/ Кdσ
+ 1 / КFσ
– 1) · 1 / KV
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
Kτ
Д
= (Кτ
/ Кdτ
+ 1 / КFτ
– 1) · 1 / KV
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д
= σ-1
/ Kσ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д
= τ -1
/ Kτ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ
= σ-1Д
/ σа
= 94,7 / 38,3 = 2,5; Sτ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 3,2 = 28,4
S = Sσ
Sτ
/ = 2,5 · 28,4 / = 2,65 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Расчет подшипника.
Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ
= (XVPr
1
+ YPa
1
)Kб
KT
,
в которой радиальная нагрузка Pr
1
= 7748 H; осевая нагрузка Pa
1
= Fa
1
= 188 H;
V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб
= 1,3; КТ
= 1 [3].
Отношение Fa
1
/ Со
= 188 / 32500 = 0,006; этой величине соответствует е = 0,37.
Отношение Рa
1
/ Pr
1
= 188 / 7748 = 0,02 < е; Х = 1; Y = 0.
Рэ
= (1·7748 + 0· 188) · 1,3 = 10072 H < С = 48400 Н
Расчетная долговечность, млн. об:
L = (C/Pэ
)3
= (48400/10072)3
= 111 млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
Lh
= L·106
/60n = 111·106
/60·720 = 2,6·104
ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
11. Расчет тяговой звездочки
Исходные данные:
Окружное усилие на звездочке Р, кг: 260.
Скорость цепи конвейера V, м/с: 1,5.
Число зубьев звездочки z: 9.
Шаг цепи t, мм: 100.
В соответствии с заданием берем цепь по ГОСТ 588-64. Этот ГОСТ на тяговые пластинчатые цепи. По ГОСТ 588-64 обозначение цепи:
М40-1-100-2 ГОСТ 588-64 – тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 40 кН, типа 1, с шагом 100 мм, исполнения 2.
DЦ
= 12,5 мм – диаметр элемента зацепления.
Геометрическая характеристика зацепления:
λ = t / DЦ
= 100 / 12,5 = 8
Шаг зубьев звездочки:
tZ
= t = 100 мм.
Диаметр делительной окружности:
в шагах: dt
= cosec (180º / z) = cosec (180 / 9) = 2,9238;
в мм: dд
= dt
· t = 2,9238 · 100 = 292,4 мм.
Диаметр наружной окружности:
De
= t(K + KZ
– 0,31 / λ) = 100(0,7 + 2,75 – 0,31 / 8) = 341 мм
К = 0,7 – коэффициент высоты зуба,
KZ
= ctg (180º / z) = ctg (180º / 9) = 2,75 – коэффициент числа зубьев.
Диаметр окружности впадин:
Di
= dд
– (DЦ
+ 0,175) = 292,4 – (12,5 + 0,175) = 276,91 мм.
Радиус впадины зубьев:
R = 0,5(DЦ
– 0,05t) = 0,5 · (12,5 – 0,05 · 100) = 3,75 мм.
Половина угла заострения зуба:
γ = 13 - 20º; γ = 16 º
Угол впадины зуба:
β = 2 γ + 360º / z = 2 · 16 + 360º / 9 = 72 º
Ширина зуба звездочки:
bfmax
= 0,9b3
– 1 = 0,9 · 19 – 1 = 16,1 мм;
bfmin
= 0,87b3
– 1,7 = 0,87 · 19 – 1,7 = 14,83 мм;
bf
= 15,465 мм.
Ширина вершины зуба:
b = 0,83 bf
= 0,83 · 15,465 = 12,84 мм.
Диаметр венца:
DC
= tKZ
– 1,3h = 100 · 2,75 – 1,3 · 25 = 242,5 мм.
Окружная сила на звездочке: Ft
= 2,6 кН. Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной:
Fr
= 1,15Ft
= 1,15 ·2,6 = 3кН.
12.
Расчет приводного вала и расчет подшипников для него
Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:
dпр
= = = 41,8 мм
Принимаем: выходной диаметр Ø42 мм, под подшипники – Ø50 мм, под тяговую звездочку – Ø60 мм.
Усилие от муфты:
FM
= 250 = 250 = 4828 H
Ft
= 2600 H, Fr
= 3000 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.
Реакции от усилий в зацеплении:
RLx
(s + t) – Ft
s = 0; RLx
= Ft
s / (s + t) = 2600 · 0,2 / 0,4 = 1300 H
RKx
= Ft
– RLx
= 2600 – 1300 = 1300 H
My
= RKx
s = 1300 · 0,2 = 260 H · м
RLy
= Fr
s / (s + t) = 3000 · 0,2 / 0,4 = 1500 H
RKy
= Fr
– RLy
= 3000 – 1500 = 1500 H
Mx
= RKy
s = 1500 · 0,2 = 300 H · м
Реакции от усилия муфты:
FM
(s + t + p) – RLF
м
(s + t) = 0;
RLF
м
= FM
(s + t + p) / (s + t) = 4828 · 0,5 / 0,4 = 6035 H
RKF
м
= RLF
м
- FM
= 6035 – 4828 = 1207 H
RL
= = = 1985 H
RK
= = = 1985 H
Для расчета подшипников:
RL
' = RL
+ RLF
м
= 1985 + 6035 = 8020 H
RK
' = RK
+ RKF
м
= 1985 + 1207 = 3192 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв
= 780 МПа, σт
= 540 МПа, τт
= 290 МПа,
σ-1
= 360 МПа, τ-1
= 200 МПа, ψτ
= 0,09, [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
σа
= σu
= МLF
м
/ 0,1d4
3
= 482,8 · 103
/ 0,1 · 503
= 38,6 МПа
τа
= τк
/2 = Мвых
/ 2 · 0,2d4
3
= 373 · 103
/ 0,4 · 503
= 7,5 МПа
Кσ
/ Кdσ
= 3,8 [2]; Кτ
/ Кdτ
= 2,2 [2];
KFσ
= KFτ
= 1 [2]; KV
= 1 [2].
Kσ
Д
= (Кσ
/ Кdσ
+ 1 / КFσ
– 1) · 1 / KV
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
Kτ
Д
= (Кτ
/ Кdτ
+ 1 / КFτ
– 1) · 1 / KV
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д
= σ-1
/ Kσ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д
= τ -1
/ Kτ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ
= σ-1Д
/ σа
= 94,7 / 38,6 = 2,5; Sτ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 7,5 = 12,1
S = Sσ
Sτ
/ = 2,5 · 12,1 / = 2,6 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №210, С = 35,1 кН, С0
= 19,8 кН, d×D×B = 50×90×20
Расчет подшипника.
Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ
= (XVPr
1
+ YPa
1
)Kб
KT
,
в которой радиальная нагрузка Pr
1
= 8020 H; осевая нагрузка Pa
1
= 0 H;
V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб
= 1,3; КТ
= 1 [3].
Рэ
= 1,3·8020 = 10426 H < C = 35100 Н
Расчетная долговечность, млн. об:
L= (C/Pэ
)3
= (35100/10426)3
= 156 млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
Lh
= L·106
/60n = 156·106
/60·99,9 = 26038 ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
13. Смазка
Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.
Вязкость масла по [4]:
V1
= 2,97 м/с – V40°
= 27 мм2
/с
V2
= 1,3 м/с – V40°
= 34 мм2
/с
V40°ср
= 31 мм2
/с
По [4] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого
V40°
C
= 29-35 мм2
/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.
14. Проверка прочности шпоночных соединений
Напряжение смятия:
σсм
= 2М / d(l – b)(h – t1
) < [σ]см
= 120 МПа
Быстроходный вал Ø30 мм, шпонка 7 × 7 × 28, t1
= 4 мм.
σсм
= 2 · 55,7 · 103
/ 30 · (28 – 7)(7 – 4) = 59 МПа < [σ]см
Промежуточный вал Ø40 мм, шпонка 12 × 8 × 45, t1
= 5 мм.
σсм
= 2 · 130,4 · 103
/ 40 · (45 – 12)(8 – 5) = 115 МПа < [σ]см
Тихоходный вал Ø42 мм, шпонка 12 × 8 × 63, t1
= 5 мм.
σсм
= 2 · 373 · 103
/ 42 · (63 – 12)(8 – 5) = 116 МПа < [σ]см
Тихоходный вал Ø60 мм, шпонка 18 × 11 × 63, t1
= 7 мм.
σсм
= 2 · 373 · 103
/ 60 · (63 – 18)(11 – 7) = 69 МПа < [σ]см
Приводной вал Ø42 мм, шпонка 12 × 8 × 63, t1
= 5 мм.
σсм
= 2 · 373 · 103
/ 42 · (63 – 12)(8 – 5) = 116 МПа < [σ]см
Приводной вал Ø60 мм, шпонка 16 × 10 × 45, t1
= 6 мм.
σсм
= 2 · 373 · 103
/ 60 · (45 – 16)(10 – 6) = 117 МПа < [σ]см
15. Выбор муфт
Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя [4].
Диаметр конца вала: Ø30 мм.
По ГОСТ 21424-93 принята муфта:
Муфта 125-30-1-У3 ГОСТ 21424-93.
[М] = 125 Н · м, D × L = 120 × 125.
В нашем случае: Т1
= 55,7 Н · м
Запас у муфты большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.
Муфта, соединяющая тихоходный вал с приводным валом.
Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.
При проектировании компенсирующе - предохранительной муфты, за основу возьмем упругую втулочно-пальцевую муфту:
Муфта 500-42-1-У3 ГОСТ 21424-93.
[М] = 500 Н · м, D × L = 170 × 226.
В нашем случае: Т3
= 373 Н · м
Наличие упругих втулок позволяет скомпенсировать неточность расположения в пространстве ведомого вала и приводного вала. Доработаем данную муфту, заменив ее крепление на приводном валу со шпонки на штифт. Штифт рассчитаем таким образом, чтобы при превышении максимально допустимого передаваемого момента его срезало. Таким образом, штифт будет служить для ограничения передаваемого момента и предохранения частей механизма от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. [2]
Наибольший номинальный вращающий момент, передаваемый муфтой:
Мном
= 373 Н · м
Расчетный вращающий момент М срабатывания муфты:
М = 1,25Мном
= 1,25 · 373 = 466,3 Н · м
Радиус расположения поверхности среза:
R = 21 мм
Материал предохранительного штифта:
Сталь 30 ГОСТ 1050-88, σв
= 490 МПа
Коэффициент пропорциональности между пределами прочности на срез и на разрыв: К = 0,68
Расчетный предел прочности на срез штифта:
τср
= К · σв
= 0,68 · 490 = 333,2 МПа
Диаметр предохранительного штифта:
d = = = 0,0092 м, d = 9,2 мм
Предельный вращающий момент (проверочный расчет):
М = πd2
r τср
/4 = 3,14 · 0,00922
· 0,021 · 333,2 · 106
/ 4 = 465 Н · м
16. Сборка редуктора
Детали перед сборкой промыть и очистить.
Сначала собираем валы редуктора. Ставим колеса, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.
Далее устанавливаем валы в корпус редуктора.
Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.
После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.
Список использованной литературы
1. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1984 г.
2. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.
3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.