Двухступенчатый редуктор

Содержание.

Задание на проект

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет зубчатых колес

2.1 Выбор материала

2.2 Расчет быстроходной ступени

2.3 Расчет тихоходной ступени

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5. Конструктивные размеры корпуса и крышки

6. Проверка долговечности подшипников

7. Проверка прочности шпоночных соединений

8. Уточненный расчет валов

9. Выбор сорта масла

10. Посадки деталей редуктора

11. Список литературы

Спецификация к редуктору

Задание: Спроектировать привод ленточного транспортера.

Вариант № 38.

Исходные данные:

Срок службы: 7 лет

Мощность на выходном валу Р>3>= 8 кВт

Угловая скорость на выходном валу w>3>= 3.2π рад/с = 10 рад/с

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.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, а также подобрать муфты, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной также посредством муфты с транспортером.

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Кинематический анализ схемы привода.

Привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого редуктора. При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

1.1 Коэффициент полезного действия привода.

По таблице 1.1 [1] коэффициент полезного действия пары цилиндрических колес η>з.к.> = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η>п> = 0,99; коэффициент, учитывающий потери в муфте η>м> = 0,98; коэффициент, учитывающий потери в ремне с роликами η>р> = 0,9

0,98*0,99*0,98 = 0,95

0,95*0,98*0,99 = 0,92

0,92*0,99 = 0,91

Общий КПД привода:

= 0,982 * 0,995 * 0,982*0,9 = 0,8

      Выбор электродвигателя.

Требуемая мощность электродвигателя:

Р>тр>=Р>3>/=8/0,8=10 кВт,

Частота вращения барабана:

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полной загрузкой.

Пусковая требуемая мощность:

Р>п>=Р>тр>*1,3м=10*1,3=13 кВт

Эквивалентная мощность по графику загрузки:

кВт

По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [1]) по требуемой мощности

Р>тр> = 10 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный

короткозамкнутый серии 4АН закрытый, обдуваемый с синхронной частотой

n = 1500 об/мин 4АН132М4 с параметрами Р>дв> = 11 кВт и скольжением

S=2,8 %, отношение Р>п>/Р>н>=2. Р>пуск>=2*11=22 кВт - мощность данного двигателя на пуске. Она больше чем нам требуется Р>п>= 13 кВт.

Номинальная частота вращения двигателя:

где: n>дв> – фактическая частота вращения двигателя, мин-1;

n – частота вращения, мин-1;

s – скольжение, %;

Передаточное отношение редуктора:

U=n>дв>/n>3>=1458/95,5=15,27

Передаточное отношение первой ступени примем u>1>=5; соответственно второй ступени u>2>=u/u>1>=15,27/5=3,05

1.3 Крутящие моменты.

Момент на входном валу:

,

где: Р>тр> – требуемая мощность двигателя, кВт;

– угловая скорость вращения двигателя, об/мин;

где: n>дв> – частота вращения двигателя, мин-1;

Момент на промежуточном валу:

Т>2> = Т>1> * u>1> * η>2>

где: u>1> – передаточное отношение первой ступени;

η>2> – КПД второго вала;

Т>2> = 65,5*103 * 5*0,92 =301,3*103 Нмм

Угловая скорость промежуточного вала:

Момент на выходном валу:

Т>3> = Т>2> * u>2> * η>3>

где: u>2> – передаточное отношение второй ступени;

η>3> – КПД третьего вала;

Т>3> = 301,3*103 * 3,05 * 0,91 = 836,3*103 Нмм

Угловая скорость выходного вала:

Все данные сводим в таблицу 1:

таблица 1

Быстроходный вал

Промежуточный вал

Тихоходный вал

Частота вращения, об/мин

n>1>= 1458

n>2>=291,3

n>3>=95,5

Угловая скорость, рад/с

w>1>= 152,7

w>2> =30,5

w>3>= 10

Крутящий момент, 103 Нмм

T>1>= 65,5

T>2>= 301,3

T>3>= 836,3

2. Расчет зубчатых колес.

2.1 Выбор материала.

Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9 [1])

, МПа

где: σ>Н >>lim>> >>b>> >– предел контактной выносливости, МПа;

, МПа

для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестерни: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

К>Н>>L> – коэффициент долговечности

,

где: N>HO> – базовое число циклов напряжений;

N>НЕ> – число циклов перемены напряжений;

Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают К>HL> = 1.

[S>H>] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [S>H>] = 1,11,2.

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])

= 0.45(481+428)=410 МПа.

      Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

        Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм

где: К>а> – для косозубых колес К>а> = 43;

u>1> – передаточное отношение первой ступени;

Т>2> – крутящий момент второго вала, Нмм;

К>Нβ> – коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение К>Нβ> по таблице 3.1 [1]. К>Нβ>=1,25

[σ>H>] – предельно допускаемое напряжение;

ψ>ba> – коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ψ>ba>> >= 0,25 0,40.

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а>w> = 160 мм (см. с.36 [1]).

        Нормальный модуль:

m>n> = (0,010,02)*а>w>

где: а>w> – межосевое расстояние, мм;

m>n> = (0,010,02)*а>w> = (0,010,02)*160 = 1,63,2 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m>n> = 3.

Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.

2.2.3 Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] ):

,

где: а>w> – межосевое расстояние, мм;

β – угол наклона зуба, °;

u>1> – передаточное отношение первой ступени;

m>n> – нормальный модуль, мм;

2.2.4 Число зубьев колеса:

z>2> = z>1> * u>1> = 17*5=85

        Уточняем значение угла наклона зубьев:

,

где: z>1> – число зубьев шестерни;

z>2> – число зубьев колеса;

m>n> – нормальный модуль, мм;

а>w> – межосевое расстояние, мм;

β = 17°

        Диаметры делительные.

Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

        Диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: d>a>>1 >=d>1>+2m>n> =53,3 + 2*3 = 59,3 мм

Для колеса: d>a>>2 >=d>2>+2m>n> = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм

        Ширина зуба.

Для колеса: b>2 >= ψ>ba> * a>w> = 0,4 * 160 = 64 мм

Для шестерни: b>1> = b>2> + 5 = 64 + 5 = 69 мм

      1. Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

,

где: b>1> – ширина зуба для шестерни, мм;

d>1> – делительный диаметр шестерни, мм;

        Окружная скорость колес.

м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

        Коэффициент нагрузки.

По таблице 3.5 [1] при ψ>bd>> >= 1,29, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент К>Нβ> = 1,17.

По таблице 3.4 [1] при ν = 4,1 м/с и 8-й степени точности коэффициент К>Н>>α>=1,07.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэф-фициент К>Н>>υ> = 1.

= 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252

        Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].

, МПа

где: а>w> – межосевое расстояние, мм;

Т>2> – крутящий момент второго вала, Нмм;

К>Н> – коэффициент нагрузки;

u>1 > - передаточное отношение первой ступени;

b>2> – ширина колеса, мм;

Условие прочности выполнено.

        Силы, действующие в зацеплении.

В зацеплении действуют три силы:

    Окружная

, Н

где: Т>1> – крутящий момент ведущего вала, Нмм;

d>1> –делительный диаметр шестерни, мм;

    Радиальная

, Н

где: α – угол зацепления, °;

β – угол наклона зуба, °;

    Осевая

F>a> = F>t> * tg β, Н

F>a> = F>t> * tg β = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н

        Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

( см. формулу 3.25 [1] ).

, МПа

где: F>t> – окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки К>F> = K>Fβ> * K>Fν>> >( см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ψ>bd> = 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент К>Fβ> = 1.36.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 4,1 м/с коэффициент К>Fυ> = 1,1.

Таким образом, К>F> = 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y>F> зависит от эквивалентного числа зубьев z>υ>> >

    У шестерни

    У колеса

Коэффициент Y>F>>1> = 3,85 и Y>F>>2> = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Y>β>> > и К>Fα>> >.

,

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ε>α> = 1,5; степень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

, МПа

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1] [S>F>]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной; [S>F>]” = 1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Условие прочности выполнено.

      Расчет тихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

2.3.1 Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм

где: К>а> = 43;

u>3> – передаточное отношение на выходе;

Т>3> – крутящий момент на выходе;

К>Нβ>=1.25

ψ>ba>> >= 0,25 0,40.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а>w> = 200 мм (см. с.36 [1]).

        Нормальный модуль.

m>n> = (0,010,02)*а>w> = (0,010,02)*200 = 24 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m>n> = 3 мм

Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.

        Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] )

        Число зубьев колеса

Z>4> = z>3> * u>2> = 32*3,05=97,6

2.3.5 Уточняем значение угла наклона зубьев.

β = 12,83°=12o50/

2.3.6 Диаметры делительные.

Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

2.3.7 Диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: d>a>>3 >=d>3>+2m>n> =98,5 + 2*3 = 104,5 мм

Для колеса: d>a>>4 >=d>4>+2m>n> = 301,5 + 2*3 = 307.5 мм

2.3.8 Ширина зуба.

Для колеса: b>4 >= ψ>ba> a>w> = 0,4 * 200 = 80 мм

Для шестерни: b>3> = b>4> + 5 = 80 + 5 = 85 мм

2.3.9 Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

2.3.10 Окружная скорость колес.

, м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

2.3.11 Коэффициент нагрузки.

По таблице 3.5 [1] при ψ>bd>> >= 0,93, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент К>Нβ> = 1,1.

По таблице 3.4 [1] при ν = 1,5 м/с и 8-й степени точности коэффициент К>Н>>α>=1,06.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости более 1,5 м/с коэффициент К>Н>>υ> = 1.

= 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15

2.3.12 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].

Условие прочности выполнено

2.3.13 Силы, действующие в зацеплении.

В зацеплении действуют три силы:

    Окружная

    Радиальная

    Осевая

F>a> = F>t> * tg β=6117,8*0.228=1394,9 Н

      1. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки К>F> = K>Fβ> * K>Fν>> >( см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ψ>bd> = 0,863, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент К>Fβ> = 1.2.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 1,5м/с коэффициент К>Fυ> = 1,1.

Таким образом, К>F> = 1,2 * 1,1 = 1,32.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y>F> зависит от эквивалентного числа зубьев z>υ>> >

У шестерни

У колеса

Коэффициент Y>F>>1> = 3,62 и Y>F>>2> = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Y>β>> > и К>Fα>> >.

,

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ε>α> = 1,5; тепень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

,

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1] [S>F>]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной; [S>F>]” = 1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса

Условие прочности выполнено.

    Предварительный расчет валов редуктора.

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

3.1 Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2.

, мм [1]

где: Т-крутящий момент, Нмм;

- допускаемое напряжение, Н/мм2;

мм

Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора d>дв> и вала d>в1>. Муфты УВП могут соединять валы с соотношением d>в1>:d>дв>0,75, но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя d>дв>=32 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под d>дв>=32 мм и d>в1>=25 мм.

Примем под подшипник d>п1>=30 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

3.2 Промежуточный вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении Н/мм2.

мм

Примем диаметр под подшипник d>П2>=30 мм.

Диаметр под зубчатым колесом d>зк>=35 мм.

Шестерню выполним за одно с валом.

3.3 Выходной вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2.

мм

Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под d>в3>=46мм.

Диаметр под подшипник примем d>П3>=50 мм.

Диаметр под колесо d>зк>=55 мм.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Размеры колес определяются из следующих формул (табл.10.1[1]):

Диаметр впадин зубьев: d>f>=d>1>-2.5m>n>, мм

Диаметр ступицы: , мм

длина ступицы: , мм

толщина обода: , мм., но не менее 8 мм.

толщина диска: , мм

диаметр отверстий: , мм D>o>=d>f>-2 мм

фаска: n=0.5m>n>> >x 45o

Все расчеты сводим в таблицу 2:

Таблица 2

z

m>n>

b,

мм

d,

мм

d>a>,

мм

d>f>,

мм

d>ст>,

мм

L>ст>,

мм

,

мм

С,

мм

Первая

ступень

шестерня

17

3

69

53,3

59,34

45,8

-

-

-

-

колесо

85

3

64

266,7

272,7

259,2

72

67,5

8

18

Вторая

ступень

шестерня

32

3

85

98,5

104,5

91

-

-

-

-

колесо

98

3

80

301,5

307,5

294

104

97,5

8

24

5. Конструктивные размеры корпуса и крышки

Расчет проведем по формулам (табл. 10.2, 10.3[1]):

Толщина стенки корпуса: мм.

Толщина стенки крышки редуктора: мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса корпуса: мм., примем р=23 мм.

Толщина ребер основания корпуса: мм., примем m=9 мм.

Толщина ребер крышки корпуса: мм., примем m=8 мм.

Диаметры болтов:

    фундаментальных: мм., принимаем болты с резьбой М20;

    крепящих крышку к корпусу у подшипников: мм., принимаем болты с резьбой М16;

    крепящих крышку с корпусом: мм., принимаем болты с резьбой М12;

Гнездо под подшипник:

    Диаметр отверстия в гнезде принимаем равным наружному диаметру подшипника: D>п1>=30 мм, D>п2>=60 мм.

    Диаметр гнезда: D>k>=D>2>+(2-5) мм., D>2> – Диаметр фланца крышки подшипника, на 1 и 2 валах D>2>= 77мм, на 3 валу D>2>= 105мм. Тогда D>k>>1>=D>2>+(2-5)= 80 мм, D>k>>2>=D>2>+(2-5)= 110 мм.

Размеры радиальных шарикоподшипников однорядных средней серии приведены в таблице 3:

Таблица 3

Условное обозначение подшипника

d

D

B

Грузоподъемность,кН

Размеры, мм

С

С>о>

N306

30

72

19

28,1

14,6

N310

50

100

27

65,8

36

Размеры штифта:

    Диаметр мм.

    Длина мм.

Из табл. 10.5[1] принимаем штифт конический ГОСТ 3129-70

мм, мм.

Зазор между торцом шестерни с одной стороны и ступицы с другой, и внутренней стенкой корпуса А>1>=1,2=1,2*10=12 мм.

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, а также расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А==10 мм.

Для предотвращения вытекания смазки подшипников внутрь корпуса и вымывания пластического смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца, их ширину определяет размер y=8-12 мм. Мы принимаем y=10 мм.

6.Проверка долговечности подшипников

6.1 Ведущий вал

Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

-388,2-2457,8+2108,7+737,3=0

в плоскости YZ:

Проверка:

-542,5+935,4-392,9=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №2

Условное обозначение подшипника

d

D

B

Грузоподъемность,кН

Размеры, мм

С

С>о>

N306

30

72

19

28,1

14,6

Отношение

Этой величине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,21

Отношение X=0.56, Y=2.05

Эквивалентная нагрузка по формуле:

, H

где V=1-вращается внутреннее кольцо подшипника;

коэффициент безопасности по таблице 9.19[1] К>Б>=1;

температурный коэффициент по таблице 9.20[1] К>Т>=1,0.

H

Расчетная долговечность, млн. об по формуле :

Расчетная долговечность, ч по формуле :

ч

Фактическое время работы редуктора

Срок службы 7 лет, при двухсменной работе:

365дней*16ч.К>год>К>сут>=365*16*0,7*0,3=1226,4 ч.

6.2 Промежуточный вал

Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

3176-6117,8+484+2457,8=0

в плоскости YZ:

Проверка:

1,6+2283,8-935,4-1350=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1

Условное обозначение подшипника

d

D

B

Грузоподъемность,кН

Размеры, мм

С

С>о>

N306

30

72

19

28,1

14,6

Отношение

Этой величине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,21

Отношение X=1, Y=0

Эквивалентная нагрузка по формуле:

H

Расчетная долговечность, млн. об по формуле :

Расчетная долговечность, ч по формуле :

ч

6.3 Ведомый вал

Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

- 5325,8+6117,8+1043,3-1835,3=0

в плоскости YZ:

Проверка:

-254,6-2283,8+2538,4=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1

Условное обозначение подшипника

d

D

B

Грузоподъемность,кН

Размеры, мм

С

С>о>

N310

50

100

27

65,8

36

Отношение

Этой величине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,195

Отношение X=0.56, Y=2.2

Эквивалентная нагрузка по формуле:

H

Расчетная долговечность, млн. об по формуле :

Расчетная долговечность, ч по формуле :

ч

7.Проверка прочности шпоночных соединений

Применяются шпонки призматические со скругленными торцами по

ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Диаметр вала

d, мм

Ширина шпонки

b, мм

Высота шпонки

h, мм

Длина шпонки

l, мм

Глубина паза

t>1>, мм

25

8

7

30

4

35

10

8

32

5

46

12

8

65

5

55

16

10

55

6

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100...120Мпа

7.1 Ведущий вал

При d=25 мм; ; t>1>=4 мм; длине шпонки l=30 мм; крутящий момент Т>1>=65,5Нм

7.2 Промежуточный вал

При d=35 мм; ; t>1>=5 мм; длине шпонки l=32 мм; крутящий момент Т>2>=301,3Нм

7.3 Ведомый вал

При d=55 мм; ; t>1>=6 мм; длине шпонки l=55 мм; крутящий момент Т>3>=314Нм

При d=46 мм; ; t>1>=5 мм; длине шпонки l=65 мм

8.Уточненный расчет валов

8.1 Ведущий вал

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при .

Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]

Пределы выносливости:



Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По таблице 8.5[1] принимаем ;

По таблице 8.8[1] принимаем ;

Момент сопротивления кручению по таблице 8.5[1]:

при d=25 мм; b=8 мм; t>1>=4 мм

Момент сопротивления изгибу:

При d=25 мм; b=8 мм; t>1>=6 мм

Изгибающий момент в сечении А-А

M>y>=0;

M>А-А>=М>X>

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

Составляющая постоянных напряжений:

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=40.3 мм:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )

Условие прочности выполнено.

    1. Промежуточный вал

Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]

Пределы выносливости:


Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=30 мм:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении А-А

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=35 мм; b=10 мм; t>1>=5 мм

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )

Условие прочности выполнено.

8.3 Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]

Пределы выносливости:

Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=55 мм; b=16 мм; t>1>=6 мм

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении А-А

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=42 мм; b=12 мм; t>1>=5 мм

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )

Условие прочности выполнено.

9.Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса на промежуточном валу в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0.25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V=0.25*11=2.75 дм3. По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 401,7 МПа и скорости v=2,8 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*10-6 м2/с. Для тихоходной ступени при контактных напряжениях 400,7 МПа и скорости v=1,05м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34*10-6 м2/с.

Средняя вязкость масла

По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластическим смазочным материалом УТ-1(табл.9.14[1]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

10.Посадки деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1].

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13[1].

11. Cписок литературы

    Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов .– М.: Машиностроение, 1980.–351 с.

    Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.: ил.

    Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2ч. Ч.1. – 7-е изд., - Л.: Политехника, 1991. 576с.: ил.

    В.И.Анурьев Справочник конструктора-машиностроителя: т.1,2,3.-М.:Машиностроение, 1982г.576 с.,ил.

    Еремеев В.К., Горнов Ю.Н. Курсовое проектирование деталей машин: Методическое пособие и задания к проектам для студентов заочной формы обучения всех технических специальностей. - И.: Изд-во ИрГТУ, 2004г. – 128 с.