Курсовая работа: 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.

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.

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

М₁ =52,3 Н*м

Вращающий момент на валу колеса

М₂ =201,8 Н*м

K_{H b} - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца 3.1 [1, с.32] для сталей с твердостью HB<350: K_{H b} = 1,25;

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию y_{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 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: К_{H b} - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при симметричным расположении колес и твердости HB≤350 [1, табл.3.8] К_{H b} = 1,06;

К_{H a} - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, [1, табл.3.4] К_{H a} = 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_n . 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_b 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 = M₁ = 52.3 ^. 10³ Н^. мм

Ведомого: M_К2 = M₃ = 201.8 ^. 10³ Н^. мм

Ведущий вал.

Определим диаметр выходного конца вала по формуле:

(6.16[1, c.94])

где: [t_к ] – допускаемое напряжение на кручение. Для материала валов - сталь 40Х нормализованная и учитывая влияние изгиба от натяжения ремня, принимаем пониженное значение [t_к ] = 20 МПа.

М₁ =52.3Н/мм² .–вращающий момент на ведущем валу (валу шестерни), М₁ =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 [t_к ] = 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]., 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.

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 d_е1 = 43.33 мм.

Средний делительный диаметр шестерни d₁ = 61,11 мм.

Внешний диаметр шестерни d_{ae 1} = 47.33 мм.

Колесо.

Коническое зубчатое колесо кованое.

Число зубьев z₂ = 95

Посадочный диаметр вала под колесом d_к2 = 45 мм.

Внешний делительный диаметр колеса d_{e 2} = 220.67 мм.

Средний делительный диаметр колеса d₂ = 216,67 мм.

Диаметр ступицы d_ст » 1,6 d_{K 2} = 1,6 ^. 50 = 80 мм.

Длина ступицы: l_ст = (1,2¸1,5) ^. d_{K 2} = (1,2¸1,5) ^. 50 = 60¸90 мм. Окончательно принимаем l_ст = 60 мм.

Толщина обода d₀ = (2.5¸4) × m_n = (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, P_r =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;

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 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; 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;

t₁ – глубина паза вала, мм;

[s_см ] – допускаемое напряжение смятия, при стальной ступице (100¸200) Н/мм² , при чугунной ступице (50¸70) Н/мм² .

Ведущий вал:

Диаметр вала d_в1 = 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 d_в2 = 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 d_К2 = 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.

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:

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

l_цикл =58 мм-длинна полумуфты

l_ВТ =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 d_п =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 s_m – предел текучести материала пальцев Н/мм² по таблице 3.3(1,с.28)s_m =440 Н/мм² тогда

Условие прочности выполнено.

Ведомый вал:

М₂ =52.3 Н ^. м d₂ =38мм

Где [M]=500H×м

n=4000об/мин

l_цикл =82мм-длинна полумуфты

d_п =14мм- диаметр пальца

l_ВТ =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:

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 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.