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.
DU>ц>=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 |
Общее передаточное число привода:
Передаточное число цепной передачи
Определяем частоты вращения валов привода:
Определяем угловые скорости 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: σ>Hlim>> >>b> – 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:
σ>Hlim>> >>b> = 2.HB + 70;
К>HL> - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем значение К>HL> = 1; [n]> >>H> = 1,15.
Тогда расчетные контактные напряжения
Вращающий момент на валу шестерни
М>1>=52,3 Н*м
Вращающий момент на валу колеса
М>2>=201,8 Н*м
K>H>>> - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца 3.1 [1, с.32] для сталей с твердостью HB<350: K>H>>> = 1,25;
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию >b>>а> =b/a>ω>= 0,4.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
(3.8 [1,с.26])
Принимаем u=5.
Ближайшее стандартное значение а>ω>= 130 мм.
Нормальный модуль зацепления
m>n>=(0.01ч0.02) a>ω>=(0.01ч0.02)130=1.3ч2.6
принимаем m>n>=2мм
Примем предварительный угол наклона зубьев β=30° и определим число зубьев шестерни и колеса
число зубьев шестерни
Примем z>1>=19мм тогда z>2>= z>1>*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: К>H>>> - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при симметричным расположении колес и твердости HB≤350 [1, табл.3.8] К>H>>> = 1,06;
К>H>>> - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, [1, табл.3.4] К>H>>>> >= 1,07;
К>Hv> - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, для шевронных и косозубых колес при v 5 м/с, [1, табл.3.6] К>Hv>> >= 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
K>F> – коэффициент нагрузки.
Υ>F> – расчетное напряжение зубьев при изгибе.
Y>β>> >– коэффициент введен для компенсации погрешности.
K>F>>а> – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.
b – ширина венца зуба колеса, b = 52 мм.
m>n> - окружной модуль зуба, m>n> = 3,57;
К>F> = K>F>>β >. K>Fv>
где: K>F>>β> – 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 K>F>>β>
= 1,38;
K>Fv>
– 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 K>Fv>
= 1,3.
К>F> = 1,16> >. 1,2 = 1,392
Y>F> – коэффициент, прочности зуба по местным напряжениям в зависимости от z>>. Выбираем по ГОСТ 21354-75 значения Y>F> из стандартного ряда для шестерни и колеса [1, c.35].
Для шестерни:
Для колеса:
При этом Y>F>>1> = 3,84, Y>F>>2> = 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: σ0>Flim>> >>b> – 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 σ0>Flim>> >>b> = 1,8 НВ.
для шестерни: σ0>Flim>> >>b>>1> = 1,8 . 230 = 415 H/мм2;
для колеса: σ0>Flim>> >>b>>2> = 1,8 . 200 = 360 H/мм2;
[n>F>] – коэффициент запаса прочности.
[n>F>] = [n>F>]' . [n>F>]''
где: [n>F>]' – 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 [n>F>]' = 1,75;
[n>F>]'' – коэффициент способа получения заготовок зубчатого колеса [1, c.44], для поковок и штамповок [n>F>]'' = 1. [n>F>] = 1,75 . 1 = 1,75.
Найдем предельно допускаемые напряжения [σ>F>] и отношения [σ>F>]/Y>F> при расчете зубьев на выносливость: для шестерни:
для колеса:
Меньшее значение отношения [σ>F>]/Y>F> получено для колеса, следовательно проверочный расчет проводим для зубьев колеса. Определим коэффициент Y>>> >и K>F>> >
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: M>К1> = M>1> = 52.3 . 103 Н.мм
Ведомого: M>К2> = M>3> = 201.8 . 103 Н.мм
Ведущий вал.
Определим диаметр выходного конца вала по формуле:
(6.16[1, c.94])
где: [>к>] – допускаемое напряжение на кручение. Для материала валов - сталь 40Х нормализованная и учитывая влияние изгиба от натяжения ремня, принимаем пониженное значение [>к>] = 20 МПа.
М>1>=52.3Н/мм2.–вращающий момент на ведущем валу (валу шестерни), М>1> =52.3 Н/мм2.
Принимаем d>в1> = 30 мм, согласно стандартного ряда по ГОСТ 6636-69 [1, c.95].
Примем диаметр вала под подшипниками d>п1> = 35 мм.
Ведомый вал.
Определим диаметр выходного конца ведомого вала.
Принимаем [>к>] = 25 МПа.
Вращающий момент на ведомом валу (валу колеса) М>2> = 135,286 кН/мм.
Диаметр выходного конца ведомого вала
Выбираем больший диаметр вала из стандартного ряда значений по ГОСТ 6636-69 [1, c.95]., d>в2> = 38 мм.
Примем диаметр вала под подшипниками d>п2> = 45 мм, под зубчатым колесом d>к2> = 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 z>1> = 19.
Длина зуба b = 34 мм.
делительный диаметр шестерни d>е1> = 43.33 мм.
Средний делительный диаметр шестерни d>1> = 61,11 мм.
Внешний диаметр шестерни d>ae>>1> = 47.33 мм.
Колесо.
Коническое зубчатое колесо кованое.
Число зубьев z>2> = 95
Посадочный диаметр вала под колесом d>к2> = 45 мм.
Внешний делительный диаметр колеса d>e>>2> = 220.67 мм.
Средний делительный диаметр колеса d>2> = 216,67 мм.
Диаметр ступицы d>ст> 1,6 d>K>>2> = 1,6 . 50 = 80 мм.
Длина ступицы: l>ст> = (1,21,5) . d>K>>2> = (1,21,5) . 50 = 6090 мм. Окончательно принимаем l>ст> = 60 мм.
Толщина обода >0> = (2.54) m>n> = (2.54) . 2 = 58 мм. Принимаем окончательно >0> =6 мм.
Толщина диска С>2> = 0,3 b>2 >= 0.3 52 = 15,6 мм. Окончательно принимаем значение С>2> = 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 = 0,025a +1 = 0,025 . 130+ 1 = 4,25 мм.
Принимаем δ = 8 мм.
Толщина крышки редуктора δ>1> = 0,02a +1 = 0,02 . 130 + 1 = 3,6 мм.
Для обеспечения жесткости и прочности конструкции принимаем окончательное значение δ>1> = 8 мм.
Толщина верхнего фланца корпуса b = 1,5δ =1.58= 12 мм.
Толщина нижнего фланца крышки b>1> = 1,5δ>1> =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
d>1> = (0,030.036)a + 12 =(0,030.036)130 + 12 =15.916.68 мм. Принимаем фундаментные болты с резьбой М16.
Диаметр болтов, крепящих крышку подшипникового узла к корпусу: d>2> = (0,7 0,75) d>1> =(0,7 0,75) 16= 11.2 12 мм. Принимаем болты с резьбой М12.
Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом: d>3> = (0,5 0,6) d>1> =(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, P>r>=872Н; из первого этапа компоновки l>1>=55мм, l>2>=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;C>0>=13,6кН.
Эквивалентная нагрузка
(7,5 [1,ст.117])
где X=1, V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника;
К>б>=1-коэффициент
безопасности для приводов ленточных
конвейеров (1, таб.7.2); К>Т>-
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, P>r>=872Н;
из первого этапа компоновки l>1>=55мм,
l>2>=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; С>0>=17,8кН. Эквивалентная нагрузка
(7,5 [1,ст.117])
где V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; К>б>=1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров таб.9.19 (1.с.125); К>Т>- 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;
t>1> – глубина паза вала, мм;
[>см>] – допускаемое напряжение смятия, при стальной ступице (100200) Н/мм2, при чугунной ступице (5070) Н/мм2.
Ведущий вал:
Диаметр вала d>в1 >= 38 мм, М>1> = 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 t>1> = 5 мм. При длине ступицы полумуфты МУВП 58 мм.
Условие прочности выполняется.
Ведомый вал:
Рассчитываем шпонку под полумуфту
Диаметр вала d>в2 >= 45 мм, М>2> = 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 t>1> = 5 мм, t>2> =3.3 мм. При длине ступицы полумуфты МУВП 82 мм.
Условие прочности выполняется.
Шпонки под зубчатое колесо
Диаметр вала d>К2 >= 50 мм, М>2> = 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 t>1> = 5,5 мм, глубина паза на колесе t>2> = 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, t>1>=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, t>1>=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
М>ном >– вращающий момент на валу, Н . м
[M]- допустимый момент для муфты, Н . м
Ведущий вал:
М>1 >=52.3 Н . м d>1 >=38 мм
Принимаем муфту втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424-75 для которой [M]=250 Hм
Выбираем муфту МУВП 250
n=4000 об/мин
l>цикл >=58 мм-длинна полумуфты
l>ВТ >=28 мм- длинна упругой муфты
Z=6- число пальцев
d>0 >=28 мм- диаметр упругой втулки
L=121 мм- диаметр муфты Д= 140 мм- диаметр муфты Д>0 >=105 мм- диаметр расположения пальцев С=(3…5)мм- зазор между полумуфтами d>п >=14мм- диаметр пальца.
Упругие элементы муфты проверяем по напряжениям смятия в предложении равномерного распределения нагрузки между пальцами по формуле
где []>см>=2 Н/мм2 , допускаемое напряжение смятия.
Пальцы муфты, изготовлены из стали 45 ГОСТ 2050-74 рассчитывают на изгиб по формуле
где []>u> – допускаемое напряжение изгиба Н/мм2 определяется по формуле
где >m>>
>–
предел текучести материала пальцев
Н/мм2
по
таблице 3.3(1,с.28)>m>>
>=440
Н/мм2
тогда
Условие прочности выполнено.
Ведомый вал:
М>2 >=52.3 Н . м d>2 >=38мм
Где [M]=500Hм
n=4000об/мин
l>цикл >=82мм-длинна полумуфты
d>п >=14мм- диаметр пальца
l>ВТ >=28мм- длинна упругой муфты
Z=8- число пальцев
d>0 >=28мм- диаметр упругой втулки
L=169мм- диаметр муфты
Д= 170мм- диаметр муфты
Д>0 >=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:
Р>тр>
0,25,
где: Р>тр >– 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 = 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.