Реферат: Редуктор для привода ленточного транспортера
Федеральное агентство по образованию Российской Федерации Государственное образовательное учреждение среднего профессионального
«Новотроицкий политехнический колледж»
Редуктор для привода ленточного транспортера
Пояснительная записка
К курсовому проекту по дисциплине:
Техническая механика
КП 150803.12.00.00 ПЗ
Руководитель проекта
Сирченко Н.В.
Разработал
студент группы 208-МГ
Падалко С.С.
2010
Содержание
Введение
I. Общая часть
1. Краткое описание работы привода
1.1 Кинематическая схема привода
2. Специальная часть
2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
2.2 Расчет передачи редуктора на контактную выносливость
2.3 Предварительный расчет валов редуктора
2.4 Определение конструктивных размеров зубчатой пары, крышки и корпуса
2.5 Проверка долговечности подшипников
2.6 Подбор и расчет шпонок
2.7 Уточненный расчет валов
2.8 Подборка и расчет муфт
2.9 Выбор сорта масла
2.10 Сборка редуктора
Литература
Приложение А Задание на курсовое проектирование
Приложение Б Компоновка редуктора
Введение
Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Данный тип механизма является одним из самых распространенных в технике и комплекс расчетов, необходимый для обоснования его конструкции, охватывает многие разделы учебного курса: теоретическую механику, сопротивление материалов, теплотехнику, метрологию и пр. Поэтому грамотный расчет редуктора обеспечивает получение значительного опыта в проектировании механизмов и машин и применении полученных при обучении знаний на практике.
1. Краткое описание работы привода
В проекте необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, подобрать электродвигатель, муфту, для условий, оговоренных техническим заданием. Конструкция проектируемого редуктора состоит из чугунного литого корпуса, внутри которого размещены элементы передачи: ведущий и ведомый вал с косозубыми колесом и шестерней, а также опоры – подшипники качения, а также сопутствующие детали. Входной вал соединяется с двигателем посредством упругой втулочно-пальцевой муфты. Выходной вал посредством жестко компенсирующей муфты связан свалом звездочки цепной передачи. Редуктор работает в щадящем режиме, поскольку Ксут = 0,3. Поэтому представляется, что износ механизма в пределах срока службы будет незначительным.
2. Специальная часть
2.1 Выбор электродвигателя , кинематический и силовой расчет привода
Для выбора электродвигателя определяем КПД привода по формуле
[1. с.4]:
где КПД отдельных кинематических пар (цилиндрической, зубчатой передач, подшипников). Значения КПД выбираются как средние значения из рекомендуемого диапазона [1].
Требуемую мощность электродвигателя находят с учетом потерь, возникающих в приводе:
Диапазон возможных передаточных чисел открытой цепной передачи.
DUц =2 6
Ориентировочное значение общего передаточного числа привода
Угловая скорость вала электродвигателя
Выбираем двигатель АИР132S6 и заносим его параметры в таблицу 1.
Название двигателя | Пары полюсов | Исполнение | Мощность | Число вращений | d, мм | |
АИР132S6 | 5.5 | 1M1081 | 55 | 965 | 2.5 | 38 |
Таблица.1
Общее передаточное число привода:
Передаточное число цепной передачи
Определяем частоты вращения валов привода:
Определяем угловые скорости w валов привода
Определяем мощности на валах привода:
Определяем крутящие моменты на валах привода:
Результаты расчета сводим в табл. 2.
Сводная таблица результатов кинематического расчета привода.
№ вала | Мощность Р, кВт | Угловая скорость ω, с-1 | Частота вращения n, мин-1 | Крутящий момент М, Нм |
1 | 5.287 | 101.05 | 965 | 52.3 |
2 | 5.287 | 101.05 | 965 | 52.3 |
3 | 5.099 | 25.27 | 241.3 | 201.8 |
4 | 5.099 | 25.27 | 241.3 | 201.8 |
5 | 4.6 | 12.27 | 120 | 365.9 |
2.2 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов по таблице 3.3 [1, c.34] принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 230, для колеса – сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения определим по формуле 3.9 [1, c.33]:
(3.9 [1, c.33]):
где: σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По таблице 3.2 [1, c.34] предел контактной выносливости для углеродистых и легированных сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение) находим по формуле:
σHlimb = 2. HB + 70;
КHL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем значение КHL = 1; [n] H = 1,15.
Тогда расчетные контактные напряжения
Вращающий момент на валу шестерни
М1 =52,3 Н*м
Вращающий момент на валу колеса
М2 =201,8 Н*м
KHb — коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца 3.1 [1, с.32] для сталей с твердостью HB<350: KHb = 1,25;
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ybа =b/aω = 0,4.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
(3.8 [1, с.26])
Принимаем u=5.
Ближайшее стандартное значение аω = 130 мм.
Нормальный модуль зацепления
mn =(0.01ч0.02) aω =(0.01ч0.02)130=1.3ч2.6
принимаем mn =2мм
Примем предварительный угол наклона зубьев β=30° и определим число зубьев шестерни и колеса
число зубьев шестерни
Примем z1 =19мм тогда z2 = z1 *u=19*5=95
Уточненное значение угла наклона зубьев
β=28°53`
Определим основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные:
Проверка:
Внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев
ширина колеса
ширина шестерни
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
окружная скорость колес и степень точности передачи
при такой скорости следует принять 8 степень точности.
Для проверки контактных напряжений определяют коэффициент нагрузки:
где: КHb — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при симметричным расположении колес и твердости HB≤350 [1, табл.3.8] КHb = 1,06;
КHa — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, [1, табл.3.4] КHa = 1,07;
КHv — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, для шевронных и косозубых колес при v £ 5 м/с, [1, табл.3.6] КHv = 1,0;
Проверяем контактные напряжения по формуле
(3.6 [1, ст26])
Условие прочности зубьев при проверке на контактную выносливость выполняется.
Определим силы, действующие в зацеплении:
Окружная для шестерни и колеса:
Радиальная для шестерни и колеса:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [1,3.31]
Формула для проверочного расчета зубьев цилиндрической прямозубой передачи на изгиб имеет вид (формула 3.31 [1, c.43]):
( 3.25 [1, c.38])
где: P-окружная сила действующая в зацеплении
KF – коэффициент нагрузки.
ΥF – расчетное напряжение зубьев при изгибе.
Yβ – коэффициент введен для компенсации погрешности.
KFа – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.
b – ширина венца зуба колеса, b = 52 мм.
mn — окружной модуль зуба, mn = 3,57;
КF = KFβ . KFv
где: KFβ – коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.
По таблице 3.7 [1, c.43], ГОСТ 21354-75 принимаем для консольно-расположенных относительно опор зубчатых колес, твердости поверхности колес НВ ≤ 350, значению значение KFβ = 1,38;
KFv – коэффициент динамичности, учитывающий динамическое воздействие нагрузки. По таблице 3.8 [1, c.43], для косозубых передач и передач с круговыми зубьями, принимая во внимание то, что для конических передач следует выбирать коэффициенты на 1 степень точности больше (8-й степенью точности изготовления колес), твердости поверхности колес НВ ≤ 350 и окружной скорости принимаем значение KFv = 1,3.
КF = 1,16 . 1,2 = 1,392
YF – коэффициент, прочности зуба по местным напряжениям в зависимости от zn. Выбираем по ГОСТ 21354-75 значения YF из стандартного ряда для шестерни и колеса [1, c.35].
Для шестерни:
Для колеса:
При этом YF1 = 3,84, YF2 = 3,60 [1, c.42].
[σ]F – предельно допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. По формуле
(3.24 [1, c.36])
где: σ0Flimb – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба. По таблице (3.9[1, c.37]) для стали 45 с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение σ0Flimb = 1,8 НВ.
для шестерни: σ0Flimb1 = 1,8 . 230 = 415 H/мм2 ;
для колеса: σ0Flimb2 = 1,8 . 200 = 360 H/мм2 ;
[nF ] – коэффициент запаса прочности.
[nF ] = [nF ]' . [nF ]''
где: [nF ]' – коэффициент нестабильности свойств материала зубчатых колес, по таблице (3.9 [1,c.37]) для стали 40Х с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение [nF ]' = 1,75;
[nF ]'' – коэффициент способа получения заготовок зубчатого колеса [1, c.44], для поковок и штамповок [nF ]'' = 1. [nF ] = 1,75 . 1 = 1,75.
Найдем предельно допускаемые напряжения [σF ] и отношения [σF ]/YF при расчете зубьев на выносливость: для шестерни:
для колеса:
Меньшее значение отношения [σF ]/YF получено для колеса, следовательно проверочный расчет проводим для зубьев колеса. Определим коэффициент Yb и KF
Условие прочности зубьев при изгибе выполнено.
2.3 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Расчет валов выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
Ведущего: MК1 = M1 = 52.3 . 103 Н. мм
Ведомого: MК2 = M3 = 201.8 . 103 Н. мм
Ведущий вал.
Определим диаметр выходного конца вала по формуле:
(6.16[1, c.94])
где: [tк ] – допускаемое напряжение на кручение. Для материала валов — сталь 40Х нормализованная и учитывая влияние изгиба от натяжения ремня, принимаем пониженное значение [tк ] = 20 МПа.
М1 =52.3Н/мм2 .–вращающий момент на ведущем валу (валу шестерни), М1 =52.3 Н/мм2 .
Принимаем dв1 = 30 мм, согласно стандартного ряда по ГОСТ 6636-69 [1, c.95].
Примем диаметр вала под подшипниками dп1 = 35 мм.
Ведомый вал.
Определим диаметр выходного конца ведомого вала.
Принимаем [tк ] = 25 МПа.
Вращающий момент на ведомом валу (валу колеса) М2 = 135,286 кН/мм.
Диаметр выходного конца ведомого вала
Выбираем больший диаметр вала из стандартного ряда значений по ГОСТ 6636-69 [1, c.95]., dв2 = 38 мм.
Примем диаметр вала под подшипниками dп2 = 45 мм, под зубчатым колесом dк2 = 50 мм. Диаметры остальных участков валов назначаются, исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
Таблица 3.
Условное обозначение подшипника | dп | Dп | Вп | C | C0 |
Размеры, мм | Грузоподъемность, кН | ||||
207 | 35 | 72 | 17 | 19,7 | 13,6 |
209 | 45 | 85 | 19 | 25,5 | 17,8 |
2.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ, КРЫШКИ И КОРПУСА РЕДУКТОРА
Способ получения заготовок зубчатых колес: ковка, объемная штамповка [1, c.230]. Материал – сталь 45 с термообработкой улучшением. Размеры зубчатых колес определяем по формулам, приведенным в таблице 8.1 [1, c.148]:
Сравнительно небольшие размеры шестерни позволяют выполнить шестерню заодно с валом.
Шестерня.
Число зубьев шестерни z1 = 19.
Длина зуба b = 34 мм.
делительный диаметр шестерни dе1 = 43.33 мм.
Средний делительный диаметр шестерни d1 = 61,11 мм.
Внешний диаметр шестерни dae1 = 47.33 мм.
Колесо.
Коническое зубчатое колесо кованое.
Число зубьев z2 = 95
Посадочный диаметр вала под колесом dк2 = 45 мм.
Внешний делительный диаметр колеса de2 = 220.67 мм.
Средний делительный диаметр колеса d2 = 216,67 мм.
Диаметр ступицы dст » 1,6 dK2 = 1,6 . 50 = 80 мм.
Длина ступицы: lст = (1,2¸1,5) . dK2 = (1,2¸1,5) . 50 = 60¸90 мм. Окончательно принимаем lст = 60 мм.
Толщина обода d0= (2.5¸4) × mn = (2.5¸4) . 2 = 5¸8 мм. Принимаем окончательно d0=6 мм.
Толщина диска С2 = 0,3 × b2 = 0.3 × 52 = 15,6 мм. Окончательно принимаем значение С2 = 16 мм.
Корпусные размеры.
Материал корпуса и крышки редуктора — СЧ-15. Способ изготовления корпусных деталей – точное литье [1, c.238]. Определим конструктивные размеры корпусных и крепежных деталей редуктора по формулам, приведенным в таблицах 8.3 [1, c.157]:
Толщина стенок корпуса редуктора δ = 0,025×a +1 = 0,025. 130+ 1 = 4,25 мм.
Принимаем δ = 8 мм.
Толщина крышки редуктора δ1 = 0,02×a +1 = 0,02. 130 + 1 = 3,6 мм.
Для обеспечения жесткости и прочности конструкции принимаем окончательное значение δ1 = 8 мм.
Толщина верхнего фланца корпуса b = 1,5δ =1.5×8= 12 мм.
Толщина нижнего фланца крышки b1 = 1,5δ1 =1,5×= 12 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки [7, c.240], [1, c.445-446]:
p = 2,35 δ = 2,35 . 8 = 18,8 мм.
Принимаем значение p = 20 мм.
Диаметр фундаментных болтов
d1 = (0,03¸0.036)a + 12 =(0,03¸0.036)×130 + 12 =15.9¸16.68 мм. Принимаем фундаментные болты с резьбой М16.
Диаметр болтов, крепящих крышку подшипникового узла к корпусу: d2 = (0,7 ¸ 0,75) d1 =(0,7 ¸ 0,75) ×16= 11.2 ¸ 12 мм. Принимаем болты с резьбой М12.
Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом: d3 = (0,5 ¸ 0,6) d1 =(0,5 ¸ 0,6) ×16= 8 ¸ 9.6 мм.
Принимаем болты с резьбой М8.
2.5 ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА
Предварительно выбираем конические однорядные роликовые подшипники легкой серии для ведущего 207 и ведомого 209 валов.
Определим реакции в подшипниках на ведущем валу.
Из предыдущих расчетов имеем Р=2414Н, Pr =872Н; из первого этапа компоновки l1 =55мм, l2 =55мм.
Нагрузка на валу от муфты
Вертикальной плоскости
определим опорные реакции, Н
Проверка:
строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
Горизонтальная плоскость
определим опорные реакции, Н
Проверка:
б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X
Суммарные реакции
Подберем подшипники по более нагруженной опоре 1
Намечаем радиальные шарикоподшипники 207 легкой серии(1, таб. П3) d=35мм; D=72мм; В=17мм; C=19,7кН;C0=13,6кН.
Эквивалентная нагрузка
(7,5 [1, ст.117])
где X=1, V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника;
Кб =1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (1, таб.7.2); КТ — температурный коэффициент (1, таб.7.2).
Расчетная долговечность
(7.3 [1, ст.117])
Расчетная долговечность
(7.4 [1, ст.117])
Определим реакции в подшипниках на ведущем валу
Из предыдущих расчетов имеем Р=2414Н, Pr =872Н; из первого этапа компоновки l1 =55мм, l2 =55мм. Нагрузка на валу от муфты Горизонтальная плоскость
определим опорные реакции, Н
Проверка:
строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
Вертикальной плоскости
определим опорные реакции, Н
Проверка
строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X
Суммарные реакции
Подберем подшипники по более нагруженной опоре 1 Намечаем радиальные шарикоподшипники 209 средней серии d=45мм; D=85мм; B=19мм; C=26,2кН; С0=17,8кН. Эквивалентная нагрузка
(7,5 [1, ст.117])
где V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; Кб =1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров таб.9.19 (1.с.125); КТ — температурный коэффициент таб.9.20 (1.с.126).
Расчетная долговечность/1, формула 9.1/
Расчетная долговечность
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать от36 тыс.ч. до 10 тыс.ч. подшипник ведомого вала 207 , а подшипник ведомого 209
2.6 Подбор и расчет шпонок
Для соединения валов деталями передающими вращение применяют главным образом призматические шпонки стали 45 стали 6. Принимаем при проектировании шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок берем по СТЭВ 189-75
определяем напряжение смятия и условие прочности:
(6.22 [1, с.102])
где: М – вращающий момент на валу, Н·мм;
d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
h – высота шпонки, мм;
l – длина шпонки, мм;
b – ширина шпонки, мм;
t1 – глубина паза вала, мм;
[sсм ] – допускаемое напряжение смятия, при стальной ступице (100¸200) Н/мм2, при чугунной ступице (50¸70) Н/мм2 .
Ведущий вал:
Диаметр вала dв1 = 38 мм, М1 = 52,3 Н. мм,
Шестерню выполняем за одно целое с валом
Рассчитываем шпонку под полумуфту
По таблице 6.9 [1. c.103] выбираем сечение и длину шпонки b x h x l = 10х8х50 мм, глубина паза t1 = 5 мм. При длине ступицы полумуфты МУВП 58 мм.
Условие прочности выполняется.
Ведомый вал:
Рассчитываем шпонку под полумуфту
Диаметр вала dв2 = 45 мм, М2 = 201,8 Н. мм,
По таблице 6.9 [1. c.103] выбираем сечение и длину шпонки b x h x l = 10х8х74 мм, глубина паза t1 = 5 мм, t2 =3.3 мм. При длине ступицы полумуфты МУВП 82 мм.
Условие прочности выполняется.
Шпонки под зубчатое колесо
Диаметр вала dК2 = 50 мм, М2 = 201,8 Н. мм,
По таблице 6.9 [1. c.103] выбираем сечение и длину шпонки b x h x l = 14х9х50 мм, глубина паза t1 = 5,5 мм, глубина паза на колесе t2 = 3,8 мм. При длине ступицы полумуфты МУВП 60 мм.
Условие прочности выполняется.
2.7 УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и в сравнении их с допускаемым значением Прочность соблюдена при n > .
Ведущий вал.
По сколько при конструировании диаметры вала шестерни были увеличены по сравнению с расчитаными для соединения её муфтой с валом электродвигателя, по этому уточненный расчет вала производить нет смысла.
Ведомый вал.
Материал вала сталь 45 термическая обработка – нормализация.
Диаметр заготовки до 70мм среднее значение
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:, ,/1, таб.8.8/;/1, стр.163 и 166/.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Суммарный изгиб моментов в сечении А-А
Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=50мм, b=16, t1 =10
Момент сопротивления кручению сечения нетто
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
Сечение К-К. Концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягиванием /, ,[1, таб.8.8];[1, стр.163 и 166]
Изгибающий момент
Осевой момент сопротивления при d=45мм.
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К
Сечение Л-Л. Это сечение при передачи вращающего момента от ведомого вала через муфту.
Концентрация напряжения обусловлена переходом от ш 45мм к ш38мм /1, таб.8.5/:, ,/1, таб.8.8/;/1, стр.163 и 166/.
Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К
Осевой момент сопротивления сечения при d=38мм.
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Коэффициент запаса прочности
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л
Сечение Б-Б. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:, ,/1, таб.8.8/;/1, стр.163 и 166/.
Изгибающий момент
Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=38мм, b=10мм, t1 =5мм
Момент сопротивления кручению сечения нетто
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Коэффициент запаса прочности
Коэффициент запаса прочности
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
Результаты поверки сводим в таблицу:
Таблица 4.
Сечение | А-А | К-К | Л-Л | Б-Б |
Коэффициент запаса S | 9.39 | 5,05 | 2.9 | 3.18 |
2.8 Подборка и расчет муфт
Муфты выбираем по расчетному моменту и диаметру вала по формуле
(9.1[1, с.170])
где К- коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, его значение определим по таблице (9.3[7, с.172]) К=1.25
Мном – вращающий момент на валу, Н . м
[M]- допустимый момент для муфты, Н . м
Ведущий вал:
М1 =52.3 Н . м d1 =38 мм
Принимаем муфту втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424-75 для которой [M]=250 H×м
Выбираем муфту МУВП 250
n=4000 об/мин
lцикл =58 мм-длинна полумуфты
lВТ =28 мм- длинна упругой муфты
Z=6- число пальцев
d0 =28 мм- диаметр упругой втулки
L=121 мм- диаметр муфты Д= 140 мм- диаметр муфты Д0 =105 мм- диаметр расположения пальцев С=(3…5)мм- зазор между полумуфтами dп =14мм- диаметр пальца.
Упругие элементы муфты проверяем по напряжениям смятия в предложении равномерного распределения нагрузки между пальцами по формуле
где [s]см =2 Н/мм2 , допускаемое напряжение смятия.
Пальцы муфты, изготовлены из стали 45 ГОСТ 2050-74 рассчитывают на изгиб по формуле
где [s]u – допускаемое напряжение изгиба Н/мм2 определяется по формуле
где sm – предел текучести материала пальцев Н/мм2 по таблице 3.3(1, с.28)sm =440 Н/мм2 тогда
Условие прочности выполнено.
Ведомый вал:
М2 =52.3 Н . м d2 =38мм
Где [M]=500H×м
n=4000об/мин
lцикл =82мм-длинна полумуфты
dп =14мм- диаметр пальца
lВТ =28мм- длинна упругой муфты
Z=8- число пальцев
d0 =28мм- диаметр упругой втулки
L=169мм- диаметр муфты
Д= 170мм- диаметр муфты
Д0 =130мм
С=(3…5)мм- зазор между полумуфтами
Проверяем упругую муфту по напряжениям смятия
Пальцы муфты, изготовлены из стали 45 ГОСТ 2050-74 рассчитывают на изгиб
Условие прочности выполнено.
2.9 ВЫБОР СОРТА МАСЛА
Смазывание зубчатого зацепления производится погружением зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10мм. Определим объем масляной ванны, исходя из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
Ртр × 0,25,
где: Ртр – требуемая мощность электродвигателя .
По таблице 8.8 [1, c.164] определяем вязкость масла в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости.
При средней окружной скорости v = 2,19 м/с < 5м/с принимаем кинематическую вязкость масла равной n = 118 cCт.
По таблице 8.10 [1, c.165] выбираем в зависимости от вязкости масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799–75.
Уровень масла контролируется при работе редуктора закрытым жезловым. Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через пресс-масленки. Сорт смазки УТМ 7.15 [1, c.132].
2.10 СБОРКА РЕДУКТОРА
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
— на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С;
— в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в корпус редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо; в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку; ставят крышки подшипников. Перед постановкой сквозных крышек в протоки закладывают солидол. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Литература
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов – М.: Машиностроение, 1979. -351 с.
2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие:– М.: Высшая шк., 1991.-432 с.
3. Куклин Н.Г., Детали машин. Учебник для учащихся машиностроительных техникумов. М.: Высшая школа,1973. -384 с.
4. Дунаев П.Ф., Курсовое проектирование деталей машин: :– М.: Высшая шк., 1984.-255 с.