Цилиндрический шевронный редуктор
Автор работы: Пользователь скрыл имя, 20 Декабря 2013 в 16:02, курсовая работа
Краткое описание
Конструкция машин и аппаратов пищевой промышленности должны быть
механически надежны, т.е. иметь прочность, износостойкость и долговечность.
В машинах и аппаратах пищевых производств широко применяются
различные передачи, которые служат для передачи мощности от одного вала
другому. Передачи бывают: фрикционные, зубчатые, червячные, ременные
цепные.
Разработанный проект привода ленточного транспортера состоит из
ременной передачи и шевронного редуктора.
Ременная передача состоит из двух колес, которые называются шкивами и
бесконечного ремня. Достоинства ременной передачи:
1. Возможность передачи на большие расстояния, до 15 метров;
2. Плавность, бесшумность работы.
Содержание
Введение .......................................................................................................... 4
1
Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт..................................... 5
1.1 Выбор электродвигателя................................................................................ 5
1.2 Кинематический расчет.................................................................................. 6
2
Расчёт зубчатых колес редуктора ................................................................. 8
2.1 Выбор материала и определение допускаемого напряжения .................... 8
2.2 Определение межосевого расстояния и модуля передачи ......................... 9
2.3 Определение числа зубьев и угла наклона зубьев....................................... 10
2.4 Определение основных размеров шестерни и колеса................................. 10
2.5 Проверка на контактную прочность............................................................. 12
2.6 Определение усилий в зацеплении............................................................... 13
2.7 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба ...................... 13
3
Предварительный расчёт валов редуктора................................................... 17
3.1 Ведущий вал.................................................................................................... 17
3.2 Ведомый вал.................................................................................................... 17
4
Конструктивные размеры шестерни и колеса ............................................. 18
4.1 Определение основных размеров шестерни и колеса................................. 18
5
Конструктивные размеры корпуса редуктора ............................................. 19
5.1 Толщина стенок и крышки............................................................................. 19
5.2 Толщина фланцев поясов............................................................................... 19
5.3 Диаметр фундаментных болтов .................................................................... 19
6
Расчет клиноременной передачи................................................................... 21
6.1 Определение диаметров шкивов................................................................... 21
6.2 Определение размеров передачи................................................................... 21
6.3 Определение числа ремней............................................................................ 23
6.4 Определение усилий в передаче.................................................................... 23
7
Первый этап компоновки редуктора............................................................. 25
8
Проверка долговечности подшипников....................................................... 26
8.1 Определение реакций опор ведущего вала.................................................. 26
8.2 Проверка подшипников ведущего вала........................................................ 27
8.3 Определение реакций опор ведомого вала .................................................. 30
8.4 Проверка подшипников ведомого вала........................................................ 31
9
Проверка прочности шпоночных соединений............................................. 34
9.1 Ведущий вал.................................................................................................... 34
9.2 Ведомый вал.................................................................................................... 34
10
Эпюры изгибающих моментов...................................................................... 36
Page 3
3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
10.1 Ведущий вал.................................................................................................... 36
10.2 Ведомый вал.................................................................................................... 37
11
Уточненный расчет валов.............................................................................. 39
11.1 Ведущий вал.................................................................................................... 39
12
Смазка редуктора............................................................................................ 43
Список использованной литературы.........
Прикрепленные файлы: 1 файл
Министерство образования и науки Республики Башкортостан
ГБОУ СПО «Уфимский механико-технологический колледж»
Механическое отделение
Специальность 150411
Защита ___________
Оценка _______________
ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ ШЕВРОННЫЙ
РЕДУКТОР
Пояснительная записка к курсовому проекту по
дисциплине «Детали машин»
ГБОУ СПО УМТК 150411.000 ПЗ
Разработал
Гареев
Проверил
Павловская Е.В.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
2
ГБОУ СПО УМТК 150411 000 ПЗ
Разраб.
Гареев
Провер.
Павловская
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Цилиндрический шевронный
редуктор
Лит.
Листов
Ì-09-09-83
Содержание
Введение .......................................................................................................... 4
1
Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт..................................... 5
1.1 Выбор электродвигателя................................................................................ 5
1.2 Кинематический расчет.................................................................................. 6
2
Расчёт зубчатых колес редуктора ................................................................. 8
2.1 Выбор материала и определение допускаемого напряжения .................... 8
2.2 Определение межосевого расстояния и модуля передачи ......................... 9
2.3 Определение числа зубьев и угла наклона зубьев....................................... 10
2.4 Определение основных размеров шестерни и колеса................................. 10
2.5 Проверка на контактную прочность............................................................. 12
2.6 Определение усилий в зацеплении............................................................... 13
2.7 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба ...................... 13
3
Предварительный расчёт валов редуктора................................................... 17
3.1 Ведущий вал.................................................................................................... 17
3.2 Ведомый вал.................................................................................................... 17
4
Конструктивные размеры шестерни и колеса ............................................. 18
4.1 Определение основных размеров шестерни и колеса................................. 18
5
Конструктивные размеры корпуса редуктора ............................................. 19
5.1 Толщина стенок и крышки............................................................................. 19
5.2 Толщина фланцев поясов............................................................................... 19
5.3 Диаметр фундаментных болтов .................................................................... 19
6
Расчет клиноременной передачи................................................................... 21
6.1 Определение диаметров шкивов................................................................... 21
6.2 Определение размеров передачи................................................................... 21
6.3 Определение числа ремней............................................................................ 23
6.4 Определение усилий в передаче.................................................................... 23
7
Первый этап компоновки редуктора............................................................. 25
8
Проверка долговечности подшипников....................................................... 26
8.1 Определение реакций опор ведущего вала.................................................. 26
8.2 Проверка подшипников ведущего вала........................................................ 27
8.3 Определение реакций опор ведомого вала .................................................. 30
8.4 Проверка подшипников ведомого вала........................................................ 31
9
Проверка прочности шпоночных соединений............................................. 34
9.1 Ведущий вал.................................................................................................... 34
9.2 Ведомый вал.................................................................................................... 34
10
Эпюры изгибающих моментов...................................................................... 36
3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
10.1 Ведущий вал.................................................................................................... 36
10.2 Ведомый вал.................................................................................................... 37
11
Уточненный расчет валов.............................................................................. 39
11.1 Ведущий вал.................................................................................................... 39
12
Смазка редуктора............................................................................................ 43
Список использованной литературы............................................................ 45
4
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
Введение
Конструкция машин и аппаратов пищевой промышленности должны быть
механически надежны, т.е. иметь прочность, износостойкость и долговечность.
В машинах и аппаратах пищевых производств широко применяются
различные передачи, которые служат для передачи мощности от одного вала
другому. Передачи бывают: фрикционные, зубчатые, червячные, ременные
цепные.
Разработанный проект привода ленточного транспортера состоит из
ременной передачи и шевронного редуктора.
Ременная передача состоит из двух колес, которые называются шкивами и
бесконечного ремня. Достоинства ременной передачи:
1. Возможность передачи на большие расстояния, до 15 метров;
2. Плавность, бесшумность работы.
Редуктором называется механизм состоящий из зубчатых или червячных
передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи
вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственного
повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещена шевронная передача,
валы, подшипники и т.д.
Зубчатая передача состоит из двух зубчатых колес, которые при работе
находятся в зацеплении.
Достоинства зубчатой передачи:
1. Высокой коэффициент полезного действия,
99
,0
95
,0 ÷
=
η
2. Постоянство передаточного отношения
3. Прочность, долговечность, компактность.
5
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет
1.1. Выбор электродвигателя
1.1.1. Коэффициент полезного действия привода
2
3
2
1
η
η
η
η
⋅
⋅
=
(1)
где
1
η
- коэффициент полезного действия открытой клиноременной передачи,
1
0,95
η
=
(таблица 1.1[1]);
2
η
- коэффициент полезного действия закрытой цилиндрической зубчатой
передачи,
1
0,97
η
=
(таблица 1.1[1]);
3
η
- коэффициент полезного действия одной пары подшипников,
99
,0
3
=
η
(таблица 1.1[1])
2
0,95 0,97 0,99
0,90
η
=
⋅
⋅
=
1.1.2 Требуемая мощность электродвигателя
,
η
вых
тр
Р
Р =
(2)
где
вых
Р
- мощность на выходном валу,
3,4
вых
Р =
кВт.
3,4
3,77
0,90
тр
Р =
=
кВт
По требуемой мощности по таблице П
1
[1] принимается электродвигатель
асинхронный серии 4А закрытый обдуваемый ГОСТ 19523-81. 4А100L4
мощностью
4
дв
Р =
кВт, синхронной частотой вращения
1500 /
c
n
об мин
=
коэффициентом скольжения
4,7% 0,047
S =
=
диаметр выходного конца вала
двигателя
28
дв
d
мм
=
(таблица П.2.[1]).
1.1.3 Частота вращения вала двигателя
)
1( S
n
n
c
дв
−
=
(3)
1500 (1 0,047) 1429,5
/
дв
n
об мин
=
⋅ −
=
6
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
1.2. Кинематический расчет
1.2.1. Передаточное отношение привода
вых
дв
n
n
i =
(4)
1429,5
14,295
100
i =
=
Для редуктора передаточное отношение принимается в соответствие с
рекомендацией
2
4
ред
i
i=
=
Передаточное отношение клиноременной передачи определяется
2
1
i
i
i
i
кр
=
=
(5)
1
14,295
3,57
4
кр
i
i= =
=
1.2.2. Частота вращения валов привода
1
1429,5
/
дв
п
п
об мин
=
=
1
1
2
i
n
n =
2
1429,5
400,4
/
3,57
n
об мин
=
=
2
2
3
i
n
n =
3
400,4
100,1
/
4
n
об мин
=
=
Отклонение от заданной частоты вращения
100
3
⋅
−
=
∆
вых
вых
п
n
n
n
(6)
7
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
100,1 100
100 0,1% 3%
100
n
−
∆ =
⋅
=
<
,
что допустимо
1.2.3. Угловые скорости на валах привода
30
n⋅
=
π
ω
(7)
1
3,14 1429,5
149,62
/
30
рад с
ω
⋅
=
=
2
3,14 400,4
41,9
/
30
рад с
ω
⋅
=
=
3
3,14 100,1
10,47
/
30
рад с
ω
⋅
=
=
1.2.4. Вращающие моменты на валах привода
Вращающий момент на валу двигателя
1
1
ω
тр
Р
М =
(8)
3
1
3,77 10
25,19
149,62
М
Нм
⋅
=
=
Вращающий момент на валу шестерни
3
1
1
1
2
η
η
⋅
⋅
⋅
=
i
М
М
(9)
2
25,19 3,57 0,95 0,99 84,57
М
Нм
=
⋅
⋅
⋅
=
Вращающий момент на валу ведомого колеса
3
2
2
2
3
η
η
⋅
⋅
⋅
=
i
М
М
(10)
3
84,57 4 0,97 0,99 324,8
М
Нм
=
⋅ ⋅
⋅
=
8
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
2. Расчет зубчатых колес редуктора
2.1. Выбор материала и определение допускаемого напряжения
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи,
выбираются материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3.3
[1]). Для шестерни. Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость
НВ230; для колеса – сталь 45, термическая обработка улучшение, твердость на 30
единиц ниже – НВ200.
Допускаемое контактное напряжение
[ ]
[ ]
H
HL
b
H
H
S
K
lim
σ
σ
=
(11)
где
b
H lim
σ
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл.
(3.2.[1]) для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее НВ350
и термической обработкой – улучшение.
НL
K
- коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше
базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают
1
=
НL
K
. Коэффициент безопасности
[ ]
10
,1
=
H
S
70
2
lim
+
= НВ
b
H
σ
(12)
МПа
b
H
530
70
230
2
lim
=
+
⋅
=
σ
МПа
b
H
470
70
200
2
lim
=
+
⋅
=
σ
Для шевронных колес расчетное допускаемое напряжение по формуле:
[ ]
[ ] [ ]
)
(
45
,0
2
1
H
H
H
σ
σ
σ
+
=
(13)
Для шестерни:
[ ]
]
[
)
70
2(
1
1
H
HL
H
S
K
HB +
=
σ
(14)
[ ]
МПа
H
482
1,
1
1
)
70
230
2(
1
=
⋅
+
⋅
=
σ
9
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
Для колеса
[ ]
МПа
H
428
1,
1
1
)
70
200
2(
2
=
⋅
+
⋅
=
σ
Расчетное допускаемое контактное напряжение
[ ]
МПа
H
410
)
428
482
(
45
,0
=
+
⋅
=
σ
[ ]
]
[
23
,1
HL
H
σ
σ
≤
выполнено
2.2. Определение межосевого расстояния и модуля передачи
2.2.1. Межосевое расстояние из условия контактной прочности активной
поверхности зубьев по формуле
[ ]
3
2
2
3
)1
(
ba
H
H
a
w
u
K
M
u
k
a
ψ
σ
β
+
=
(15)
где
a
k
- коэффициент межосевого расстояния,
;
43
=
a
k
u – передаточное число,
4
u i= =
;
3
M
- вращающий момент на ведомом колесе;
β
H
K
- коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по
длине зуба,
1,1
H
K
β
=
(табл. 3.1[1]);
ba
ψ
- коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию,
6,
0
=
ba
ψ
.
3
3
2
2
324,8 10 1,1
43(4 1)
130,06
410 4 0,6
w
a
мм
⋅
⋅
=
+
=
⋅ ⋅
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
140
w
a
мм
=
2.2.2. Нормальный модуль зацепления принимается по рекомендации
w
n
a
m
⋅
÷
=
)
02
,0
01
,0
(
(16)
(0,01 0,02) 140 1,4..2,8
n
m =
÷
⋅
=
По ГОСТ 9563-60
2
n
m
мм
=
10
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
2.3. Определение числа зубьев и угла наклона зубьев
2.3.1. Число зубьев шестерни
n
w
m
u
a
z
)1
(
cos
2
1
+
⋅
=
β
(17)
где
β
- угол наклона Принимаем предварительно угол наклона зубьев
°
= 30
β
1
2 140 cos30
24,2
(4 1) 2
z
°
⋅
⋅
=
=
+ ⋅
Принимается
1
24
z =
2.3.2. Число зубьев колеса
u
z
z
⋅
=
1
2
(18)
2
24 4 96
z =
⋅ =
Уточненное значение угла наклона зубьев
w
n
a
m
z
z
2
)
(
cos
2
1
+
=
β
(19)
(24 96) 2
cos
0,8571
2 140
β
+
⋅
=
=
⋅
31 60
β
°
′
=
2.4. Определение основных размеров шестерни и колеса
2.4.1. Диаметры делительные
1
1
cos
z
m
d
n
⋅
=
β
(20)
1
2
24 56
0,8571
d
мм
=
⋅
=
11
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
2
2
cos
z
m
d
n
⋅
=
β
(21)
2
2
96 224
0,8571
d
мм
=
⋅
=
Проверка
2
2
1
d
d
a
w
+
=
(22)
56 224
140
2
w
a
мм
+
=
=
2.4.2. Диаметр вершин зубьев
m
d
d
a
2
1
1
+
=
(23)
1
56 2 2 60
a
d
мм
=
+ ⋅ =
m
d
d
a
2
2
2
+
=
(24)
2
224 2 2 228
a
d
мм
=
+ ⋅ =
ширина колеса
w
ba
a
b
⋅
=
ψ
2
(25)
2
0,6 140 84
b
мм
=
⋅
=
Ширина шестерни
5
2
1
+
= b
b
(26)
1
84 5 89
b
мм
=
+ =
12
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
2.5. Проверка на контактную прочность
Проверка контактных напряжений производится по условию прочности
2
2
3
3
)1
(
270
u
b
u
K
M
а
H
w
Н
+
=
σ
(27)
где
H
K
- коэффициент нагрузки
υ
α
β
H
H
H
H
K
K
K
K
⋅
⋅
=
(28)
где
β
H
K
- коэффициент неравномерности нагрузки
α
H
K
- коэффициент учитывающий неравномерное распределение нагрузки
между зубьями,
02
,1
=
α
H
K
(табл.3.4[1])
υ
H
K
- динамический коэффициент,
1
=
υ
H
K
(табл.3.6[1])
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
1
1
d
b
bd
=
ψ
(29)
89
1,58
56
bd
ψ
=
=
окружная скорость колес и степень точности передачи
3
1
2
10
2⋅
⋅
=
d
ω
υ
(30)
3
41,9 56
1,17 /
2 10
м с
υ
⋅
=
=
⋅
При такой скорости для шевронных колес следует принять 8 степень
точности.
По табл.3.5[1]
03
,1
=
β
H
K
1,03 1,02 1 1,05
H
K =
⋅
⋅ =
3
3
2
270 324,8 10 1,05 (4 1)
343,47
410
140
84 4
Н
МПа
МПа
σ
⋅
⋅
⋅ +
=
=
<
⋅
13
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
Прочность обеспечена
Определяем недогрузку
[ ]
[ ]
100
⋅
−
=
∆
Н
Н
Н
Н
σ
σ
σ
σ
(31)
[ ]
343,47 410
100 16,2% 10%
410
Н
σ
−
∆
=
⋅
=
>
Недогрузка превышает норму т.к. межосевое расстояние было увеличено до
стандартного.
2.6. Определение усилий в зацеплении
Силы, действующие в зацеплении
Окружная
1
2
2
d
M
F
t
=
(32)
3
2 84,57 10
3020
56
t
F
Н
⋅
⋅
=
=
Радиальная
β
α
cos
tg
F
F
t
r
⋅
=
(33)
20
3020
1282
cos28 50
r
tg
F
Н
°
°
=
⋅
=
′
2.7. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба производится по
условию прочности на изгиб
п
F
F
F
t
F
m
b
K
Y
Y
K
F
α
β
σ
⋅
=
(34)
14
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
где
F
K
- коэффициент нагрузки
υ
β
F
F
F
K
K
K
⋅
=
(35)
где
β
F
K
- коэффициент концентрации нагрузки
065
,1
=
β
F
K
(табл.3.7[1])
υ
F
K
- динамический коэффициент
45
,1
=
υ
F
K
(табл.3.8[1])
544
,1
45
,1
065
,1
=
⋅
=
F
K
F
Y
- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного
числа зубьев
υ
z
у шестерни
β
υ
3
1
1
cos
z
z =
(36)
1
3
24
43
0,8571
z
υ
=
≈
у колеса
β
υ
3
2
2
cos
z
z =
(37)
1
3
96
112
0,8571
z
υ
=
≈
66
,3
1
=
F
Y
и
2
3,6
F
Y =
β
Y
- коэффициент компенсации погрешности расчетной схемы
140
1
°
−
=
β
β
Y
(38)
31,6
1
0,77
140
Y
β
= −
=
α
F
K
- коэффициент неравномерности нагрузки
α
α
α
ε
ε
4
)5
)(1
(
4
−
−
+
=
n
K
F
(39)
15
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
где
α
ε
- коэффициент торцового перекрытия,
5,
1
=
α
ε
n
- степень точности,
8
n =
4 (1,5 1)(8 5)
0,92
4 1,5
F
K
α
+
−
−
=
=
⋅
Допускаемое напряжение изгиба по формуле
[ ]
[ ]
F
b
F
S
F
lim
0
σ
σ
=
(40)
По табл.3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости
350
≤
НВ
НВ
F
b
8,
1
lim
0
=
σ
для шестерни
МПа
F
b
415
230
8,
1
lim
0
=
⋅
=
σ
; для колеса
МПа
F
b
360
200
8,
1
lim
0
=
⋅
=
σ
.
[ ] [ ] [ ]
″
′
=
F
F
F
S
S
S
- коэффициент безопасности, где
[ ]
75
,1
=
′
F
S
(по табл. 3.9 [1]),
[ ]
1
=
″
F
S
(для поковок и штамповок). Следовательно
[ ]
75
,1
=
F
S
допускаемое напряжение для шестерни
[ ]
МПа
S
F
237
75
,1
415
1
=
=
для колеса
[ ]
МПа
S
F
216
75
,1
360
1
=
=
Находим отношение
[ ]
F
F
Y
σ
Для шестерни
МПа
7,
75
66
,3
237
=
Для колеса
206
57,2
3,6
МПа
=
16
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
Дальнейший расчет следует вести для колеса, у которого прочность
меньше:
Прочность зубьев колеса по условию прочности на изгиб
2
3020 1,544 3,6 0,77 0,92
70,78
206
84 2
F
МПа
МПа
σ
⋅
⋅
⋅
⋅
=
=
<
⋅
Условие прочности выполнено
17
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
3.Предварительный расчет валов редуктора
3.1.Ведущий вал
Предварительный расчет проводится на кручение по пониженным
допускаемым напряжениям
Диаметр выходного конца вала при допускаемым напряжении
[ ]
МПа
К
30
=
τ
[ ]
3
2
1
16
К
в
М
d
τ
π
=
(41)
3
3
1
16 84,57 10
24,3
3,14 30
в
d
мм
⋅
⋅
=
=
⋅
Ближайшее значение из стандартного ряда
1
25
в
d
мм
=
. Диаметр вала под
подшипники
1
30
n
d
мм
=
3.2.Ведомый вал
Диаметр выходного конца вала
[ ]
3
3
2
16
К
в
М
d
τ
π
=
(42)
3
3
2
16 324,8 10
38,06
3,14 30
в
d
мм
⋅
⋅
=
=
⋅
Ближайшее значение из стандартного ряда
2
38
в
d
мм
=
. Диаметр вала под
подшипники
2
45
n
d
мм
=
. Диаметр под зубчатым колесом
2
50
K
d
мм
=
. Диаметр
остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при
компоновке редуктора.
18
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
4.Конструктивные размеры шестерни и колеса
4.1.Определение основных размеров шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:
1
56
d
мм
=
,
1
60
a
d
мм
=
,
1
89
b
мм
=
Колесо кованое:
2
224
d
мм
=
,
2
228
а
d
мм
=
,
2
84
b
мм
=
Диаметр ступицы
2
6,
1
к
ст
d
d
⋅
=
(43)
1,6 50 80
ст
d
мм
=
⋅
=
Длина ступицы
2
)5
,1
2,
1(
к
ст
d
l
⋅
÷
=
(44)
(1,2 1,5) 50 60 75
ст
l =
÷
⋅
=
÷
принимается
2
84
ст
l
b
мм
=
=
Толщина обода
m
⋅
÷
=
)4
5,
2(
0
δ
(45)
0
(2,5 4) 2 5 8 мм
δ
=
÷ ⋅ = ÷
принимается
0
8 мм
δ
=
Толщина диска
2
3,
0 b
С
⋅
=
(46)
0,3 75 22,5
С
мм
=
⋅
=
Принимается
23
С
мм
=
19
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
5.Конструктивные размеры корпуса редуктора
5.1.Толщина стенок и крышки
1
025
,0
+
=
w
а
δ
(47)
0,025 140 1 4,5 мм
δ
=
⋅
+ =
принимается
мм
8
=
δ
1
02
,0
1
+
=
w
а
δ
(48)
1
0,02 140 1 3,8 мм
δ
=
⋅
+ =
принимается
мм
8
1
=
δ
5.2.Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
Верхнего пояса корпуса и пояса крышки
δ
⋅
= 5,
1
b
(49)
мм
b
12
8
5,
1
=
⋅
=
Нижнего пояса корпуса
δ
⋅
= 35
,2
р
(50)
мм
р
8,
18
8
35
,2
=
⋅
=
принимается
мм
р 20
=
5.3.Диаметр фундаментных болтов
12
)
036
,0
03
,0
(
1
+
⋅
÷
=
w
а
d
(51)
1
(0,03 0,036) 140 12 16,2 17,04
d =
÷
⋅
+
=
÷
принимаются болты с резьбой М18
20
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников
1
2
)
75
,0
7,
0(
d
d
⋅
÷
=
(52)
2
(0,7 0,75) 18 12,6 13,5
d =
÷
⋅ =
÷
принимается М14
Соединяющих крышку с корпусом
1
3
)6
,0
5,
0(
d
d
⋅
÷
=
(53)
3
(0,5 0,6) 18 9 10,8
d =
÷
⋅ = ÷
Принимаются болты с резьбой М10
21
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
6. Расчет клиноременной передачи
6.1. Определение диаметров шкивов
По номограмме на рис. 7.3 [1] в зависимости от частоты вращения меньшего
шкива
1
1429,5
/
n
об мин
=
и передаваемой мощности
3,77
Р
кВт
=
принимается
сечение клинового ремня Б.
Диаметр меньшего шкива
3
1
1
)4
3(
M
d
÷
=
(54)
3
3
1
(3 4) 25,19 10
87,9 117,25
d
мм
= ÷
⋅
=
÷
Согласно табл.7.8 [1] с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения
Б должен быть не менее 140 мм. Принимается
1
140
d
мм
=
Диаметр большего шкива
)
1(
1
2
ε
−
⋅
=
d
i
d
p
(55)
2
3,57 140(1 0,015) 492,3
d
мм
=
⋅
−
=
Принимается
2
492
d
мм
=
Уточняем передаточное отношение
)
1(
1
2
ε
−
⋅
=
d
d
i
p
(56)
492
3,57
140 (1 0,015)
p
i =
=
⋅ −
Окончательно принимаем диаметры шкивов
1
140
d
мм
=
и
2
492
d
мм
=
.
6.2. Определение размеров передачи
Межосевое расстояние
р
а
следует принять в интервале
0
2
1
min
)
(
55
,0
T
d
d
a
+
+
=
(57)
22
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
где
мм
T
5,
10
0
=
(высота ремня сечения Б)
min
0,55(140 492) 10,5 358,1
a
мм
=
+
+
=
2
1
max
d
d
a
+
=
(58)
max
140 492 632
a
мм
=
+
=
Принимается предварительно близкое значение
500
р
а
мм
=
.
Расчетная длина ремня
p
p
a
d
d
d
d
a
L
4
)
(
)
(
5,
0
2
2
1
2
2
1
−
+
+
⋅
+
⋅
=
π
(59)
2
(492 140)
2 500 0,5 3,14(140 492)
2054
4 500
L
мм
−
= ⋅
+
⋅
+
+
=
⋅
Принимаем ближайшее значение по стандарту
2240
L
мм
=
(табл.7.7 [1]).
Уточнение значения межосевого расстояния
р
а
с учетом стандартной
длины ремня L
(
)
[
]
,
2
)
(
25
,0
2
y
w
L
w
L
а
р
−
−
+
−
=
(60)
)
(
5,
0
2
1
d
d
w
+
⋅
=
π
(61)
0,5 3,14(140 492) 992
w =
⋅
+
=
2
1
2
)
(
d
d
y
−
=
(62)
2
(492 140)
123904
y =
−
=
(
)
2
0,25 2240 992
(2240 992)
2 123904
598
р
а
мм
=
−
+
−
− ⋅
=
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения
межосевого расстояния на
0,01
0,01 2240 23
L
мм
=
⋅
=
, для облегчения надевания
ремня на шкив и возможности его увеличения на
0,025
0,025 2240 56
L
мм
=
⋅
=
, для
увеличения натяжения ремня.
23
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
Угол обхвата меньшего шкива
p
a
d
d
1
2
1
57
180
−
−
=
α
(63)
1
492 140
180 57
146,44
598
α
−
=
−
=
6.3. Определение числа ремней
Число ремней в передаче определяется по формуле
z
L
p
C
C
C
P
C
Р
z
⋅
⋅
⋅
⋅
=
α
0
(64)
где
p
C
- коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации
передачи для привода к ленточному конвейеру и двухсменной работе
1,
1
=
p
C
(табл.7.10 [1]);
L
C
- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня для ремня
сечения Б при длине L=1800,
1,03
L
C =
(табл.7.9 [1]);
α
C
- коэффициент учитывающий влияние угла обхвата при
0
1
150,7
α
=
,
0,95
C
α
=
z
C
- коэффициент, учитывающий число ремней в передаче
95
,0
=
z
C
0
P
- мощность передаваемая одним клиновым ремнем сечения Б при длине
L=1800мм работе на шкиве d=140 мм и
3
≥
i
0
2,37
P
кВт
=
3,77 1,1
1,88
2,37 1,03 0,95 0,95
z
⋅
=
=
⋅
⋅
⋅
Принимается
2
z =
6.4. Определение усилий в передаче
Натяжение ветви клинового ремня
2
0
850
ϑ
θ
ϑ
α
⋅
+
⋅
⋅
⋅
⋅
⋅
=
C
z
C
C
P
F
L
p
(65)
где
ϑ
- скорость,
3
0,5
0,5 149,62 140 10
10,47 /
дв
w d
м с
ϑ
−
=
⋅
⋅ =
⋅
⋅
⋅
=
θ
- коэффициент учитывающий влияние центробежных сил для
24
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
ремня сечения Б,
18
,0
=
θ
2
0
850 3,77 1,1 1
0,18 10,47
132
3 10,47
F
Н
⋅
⋅ ⋅
=
+
⋅
=
⋅
Давление на валы
2
sin
2
0
α
⋅
⋅
⋅
=
z
F
F
в
(66)
146,44
2 132 2 sin
505
2
в
F
H
= ⋅
⋅ ⋅
=
Ширина шкивов:
f
e
z
В
ш
2
)1
(
+
−
=
(67)
(2 1) 19 2 12,5 44
ш
В
мм
=
− ⋅ + ⋅
=
Диаметр ступицы
1,6 25 40
ст
d
мм
=
⋅
=
Длина ступицы
(1,2 1,5) 25 30 37,5
ст
l =
÷
⋅
=
÷
Принимается
44
ст
ш
l
В
мм
=
=
25
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
7. Первый этап компоновки редуктора
Компоновку проводят обычно в 2 этапа. Первый этап служит для
приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки
относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора
подшипников. Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции разрез по
осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1,чертим
тонкими линиями.
Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим
горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на
расстоянии
140
w
а
мм
=
.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников;
шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине
венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестеренки и внутренней стенкой корпуса
10
8
2,
1
1
≈
⋅
=
А
.
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки
корпуса
8
=
А
;
в) принимаем зазор от окружности наружного кольца подшипника и внутренней
стенкой корпуса
8
=
А
.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии;
габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки
подшипников
Таблица 1
d
D
B
Грузоподъемность, кН
Условное
обозначение
подшипника
Размеры, мм
С
С
0
206
30
62
16
19,5
10
209
45
85
19
33,2
18,6
Решаем вопрос о смазывании подшипников.
Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для
предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного
смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем
мазеудерживающие кольца. Их ширину определяет размер
мм
у
12
8 ÷
=
принимается
мм
у 12
=
.
Измерением находим расстояния на ведущем валу
1
70,5
l
мм
=
и
3
58
l
мм
=
на
ведомом
2
72
l
мм
=
.
26
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
8. Проверка долговечности подшипников
8.1. Определение реакций опор ведущего вала
Из предыдущих расчетов имеем
3020
t
F
H
=
,
1282
r
F
H
=
. Нагрузка на вал от
клиноременной передачи
505
B
F
H
=
. Из первого этапа компоновки
1
70,5
l
мм
=
и
3
58
l
мм
=
.
Реакции опор:
В вертикальной плоскости
0
А
М F
Σ
=
(68)
3
1
1
2
0
в
r
Bу
F l
F l R
l
− ⋅ − ⋅ −
⋅
=
(69)
3
1
1
2
в
r
Bу
F l
F l
R
l
− ⋅ − ⋅
=
(70)
505 58 1282 70,5
848
2 70,5
Bу
R
Н
−
⋅
−
⋅
=
=
⋅
0
В
М F
Σ
=
(71)
3
1
1
1
(
2 )
2
0
в
Ау
r
F l
l
R
l F l
− ⋅ +
+
⋅
+ ⋅ =
(72)
3
1
1
1
(
2 )
2
в
r
Ау
F l
l
F l
R
l
⋅ +
− ⋅
=
(73)
505 (58 2 70,5) 1282 70,5
72
2 70,5
Ау
R
Н
⋅
+ ⋅
−
⋅
=
=
⋅
Проверка
0
в
Aу
r
Bу
F R
F R
−
−
+
=
(74)
505 72 1282 848 0
−
−
+
=
В горизонтальной плоскости
0
А
М F
Σ
=
(75)
1
1
2
0
t
Bх
F l R
l
⋅ +
⋅
=
(76)
27
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
2
t
Bх
F
R = −
(77)
3020
1510
2
Bх
R
H
= −
= −
0
В
М F
Σ
=
(78)
1
1
2
0
Ax
t
R
l F l
−
⋅
− ⋅ =
(79)
2
t
Аx
F
R = −
(80)
3020
1510
2
Aх
R
H
= −
= −
Проверка
0
Ax
t
Bx
R
F R
+ +
=
(81)
1510 3020 1510 0
−
+
−
=
Суммарные реакции
2
2
A
Ax
Ay
R
R
R
=
+
(82)
2
2
( 1510)
72
1512
A
R
H
=
−
+
=
2
2
B
Bx
By
R
R
R
=
+
(83)
2
2
( 1510)
848
1732
B
R
H
=
−
+
=
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре В.
8.2. Проверка подшипников ведущего вала
Намечаем радиальные шариковые подшипники 206
1
30
;
d
мм
=
62
;
D
мм
=
16
;
В
мм
=
19,5
;
С
кН
=
0
10
С
кН
=
28
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
Эквивалентная нагрузка по формуле
T
r
Э
K
K
VР
Р
δ
=
(84)
где
r
Р
- суммарная реакция опоры,
1732
r
Р
Н
=
V
- кинематический коэффициент,
1
=
V
δ
K
- коэффициент безопасности,
2,
1
=
δ
K
(табл. 9.19[1])
T
K
- температурный коэффициент,
1
=
T
K
(табл. 9.20[1])
1 1,2 1732 2078
Э
Р
H
= ⋅
⋅
=
Расчетная долговечность, млн.об [формула (9.1)[1]]
3
=
Э
P
C
L
(85)
3
3
19,5 10
826
.
2078
L
млн об
⋅
=
=
Расчетная долговечность, ч
6
2
10
60
h
L
L
n
⋅
=
⋅
(86)
6
3
826 10
34 10
60 400,4
h
L
ч
⋅
=
= ⋅
⋅
Окончательно принимаем подшипники 206
29
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
30
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
8.3. Определение реакций опор ведомого вала
Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем
3020
t
F
H
=
,
1282
r
F
H
=
. Из
первого этапа компоновки
2
72
l
мм
=
Реакции опор:
В вертикальной плоскости
0
А
М F
Σ
=
(87)
2
2
2
0
r
Bу
F l
R
l
⋅ −
⋅
=
(88)
2
r
Bу
F
R =
(89)
1282
641
2
Bу
R
H
=
=
0
В
М F
Σ
=
(90)
2
2
2
0
Aу
r
R
l
F l
⋅
− ⋅ =
(91)
2
r
Aу
F
R =
(92)
1282
641
2
Aу
R
H
=
=
Проверка
0
Aу
r
Bу
R
F R
−
+
−
=
(93)
641 1282 641 0
−
+
−
=
В горизонтальной плоскости
0
А
М F
Σ
=
(94)
2
2
2
0
t
Bх
F l
R
l
− ⋅ +
⋅
=
(95)
2
t
Bх
F
R =
(96)
31
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
3020
1510
2
Bх
R
H
=
=
0
В
М F
Σ
=
(97)
2
2
2
0
Ax
t
R
l
F l
−
⋅
+ ⋅ =
(98)
2
t
Аx
F
R =
(99)
3020
1510
2
Aх
R
H
=
=
Проверка
0
Ax
t
Bx
R
F R
− +
=
(100)
1510 3020 1510 0
−
+
=
Суммарные реакции
2
2
A
Ax
Ay
R
R
R
=
+
(101)
2
2
1510
641
1640
A
R
H
=
+
=
2
2
B
Bx
By
R
R
R
=
+
(102)
2
2
1510
641
1640
B
R
H
=
+
=
8.4 Проверка подшипников ведомого вала
Намечаем радиальные шариковые подшипники 209
45
;
d
мм
=
85
;
D
мм
=
19
;
В
мм
=
33,2
;
С
кН
=
0
18,6
С
кН
=
Эквивалентная нагрузка по формуле
1 1,2 1 1640 2100
Э
Р
H
= ⋅
⋅ ⋅
=
32
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
Расчетная долговечность, млн.об
3
3
33,2 10
8296
.
1640
L
млн об
⋅
=
=
Расчетная долговечность, ч
6
3
8296 10
1381 10
60 100,1
h
L
ч
⋅
=
=
⋅
⋅
Переходим к особо легкой серии 109
45
;
n
d
мм
=
75
;
D
мм
=
16
;
В
мм
=
21,2
;
С
кН
=
0
12,2
С
кН
=
Расчетная долговечность, млн.об
3
3
21,2 10
2160
.
1640
L
млн об
⋅
=
=
Расчетная долговечность, ч
6
3
2160 10
359,6 10
60 100,1
h
L
ч
⋅
=
=
⋅
⋅
Окончательно принимаем подшипники 109
33
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
34
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
9. Проверка прочности шпоночных соединений
9.1. Ведущий вал
Принимаются призматические шпонки со скругленным торцом. Размеры
сечения шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-75. (табл. 8.9 [1])
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная
Напряжение смятия и условия прочности по формуле
[ ]
см
в
см
G
b
l
t
h
d
М
G
≤
−
−
≈
)
)(
(
2
1
2
(103)
Ведущий вал
25
d =
;
8 7
bxh
x мм
=
;
1
4
t
мм
=
; момент на ведущем валу
2
90,25
М
Нм
=
)
10
...
5(
−
=
ст
l
l
(104)
44 (5...10) 39...34
l
мм
=
−
=
Принимается
36
l
мм
=
[ ]
3
max
2 84,57 10
80,5
120
25 (7 4)(36 8)
см
см
G
G
МПа
⋅
⋅
=
≈
≤
=
⋅ −
−
9.2. Ведомый вал
Проверяется шпонка под колесом,
2
50
k
d
мм
=
16 10
b h
мм
× = ×
1
6
t
мм
=
Длина шпонки
)
10
...
5(
−
=
ст
l
l
(105)
84 (5...10) 79...74
l
мм
=
−
=
Принимается
70
l
мм
=
Напряжение смятия и условия прочности по формуле
[ ]
см
k
см
G
b
l
t
h
d
М
G
≤
−
−
≈
)
)(
(
2
2
3
(106)
35
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
[ ]
3
max
2 324,8 10
60,1
120
50 (10 6)(70 16)
см
см
G
G
МПа
⋅
⋅
=
≈
≤
=
⋅
−
−
Проверяется шпонка на выходном конце вала,
2
38
в
d
мм
=
12 8
b h
мм
× = ×
1
5
t
мм
=
. Длина шпонки
70
l
мм
=
(при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм.)
Напряжение смятия и условия прочности по формуле
[ ]
3
max
2 324,8 10
98,2
120
38 (8 5)(70 12)
см
см
G
G
МПа
⋅
⋅
=
≈
≤
=
⋅ −
−
36
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
10. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
10.1. Ведущий вал
Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости
М
М
u
Σ
=
(107)
т.С.
0
=
и
М
(108)
т.А.
3
и
в
М
F l
= − ⋅
(109)
505 58
29290
и
М
Нмм
= −
⋅
= −
т.Д.
3
1
1
(
)
и
в
Ау
М
F l l
R l
= − ⋅ + +
⋅
(110)
505 (58 70,5) 72 70,5
59816
и
М
Нмм
= −
⋅
+
+
⋅
= −
т.В.
3
1
1
1
(
2 )
2
и
в
Ау
r
М
F l
l
R
l F l
= − ⋅ +
+
⋅
+ ⋅
(111)
505 (58 2 70,5) 72 2 70,5 1282 70,5 0
и
М = −
⋅
+ ⋅
+
⋅ ⋅
+
⋅
=
Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости
М
М
u
Σ
=
(112)
т.С.
0
=
и
М
(113)
т.А.
0
и
М =
(114)
т.Д.
1
и
Аx
М
R l
= −
⋅
(115)
1510 70,5
106455
и
М
Нмм
= −
⋅
= −
т.В.
1
1
2
и
Аx
t
М
R
l F l
= −
⋅
− ⋅
(116)
1510 2 70,5 3020 70,5 0
и
М = −
⋅ ⋅
−
⋅
=
37
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
Суммарные эпюры изгибающих моментов
2
2
гориз
верт
и
М
M
М
+
=
(117)
т.С.
0
=
и
М
т.А.
2
2
0
( 29290)
29290
и
М
Нмм
=
+ −
=
т.Д.
2
2
( 106455)
( 59816)
122109
и
М
Нмм
=
−
+ −
=
т.В.
0
=
и
М
Эпюра крутящих моментов
Кручение испытывает участок вала расположенный между шкивом и
шестерней. Крутящий момент равен вращательному моменту на этом валу
2
84570
К
М
М
Нм
=
=
.
10.2. Ведомый вал
Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости
М
М
u
Σ
=
(118)
т.А.
0
=
и
М
(119)
т.С.
2
и
Ау
М
R l
=
⋅
(120)
641 72 46152
и
М
Нмм
=
⋅
=
т.В.
2
2
2
и
Аy
r
М
R
l
F l
=
⋅
− ⋅
(121)
641 2 72 1282 72 0
и
М =
⋅ ⋅
−
⋅
=
Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости
М
М
u
Σ
=
(122)
т.А.
0
=
и
М
(123)
т.С.
2
и
Ах
М
R l
=
⋅
(124)
1510 72 108720
и
М
Нмм
=
⋅
=
38
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
т.В.
2
2
2
и
Аx
t
М
R
l
F l
=
⋅
− ⋅
(125)
1510 2 72 3020 72 0
и
М =
⋅ ⋅
−
⋅
=
Суммарные эпюры изгибающих моментов
2
2
гориз
верт
и
М
M
М
+
=
(126)
т.А.
0
=
и
М
т.С.
2
2
46152
108720
118110
и
М
Нмм
=
+
=
т.В.
0
=
и
М
Эпюры крутящих моментов:
Кручение испытывает участок вала между муфтой и зубчатым колесом.
Крутящий момент будет равен вращающему моменту на этом валу
3
324800
К
М
М
Нм
=
=
39
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
11. Уточненный расчет валов
11.1. Ведущий вал
Нормальное напряжение от изгиба изменяется по симметричному циклу, а
касательные от кручения по нулевому циклу(пульсирующему). Уточненный
расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных
сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S].
Прочность соблюдена при
[ ]
S
S ≥
.
Производится расчет для предположительно опасных сечений каждого из
валов. Материал вала тот, же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно
целое с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка – улучшение. По табл. 3.3 [1]
при диаметре заготовки до 120мм (в нашем случае
1
60
a
d
мм
=
) среднее значение
МПа
B
730
=
σ
.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
B
σ
σ
43
,0
1
≈
−
(127)
МПа
314
730
43
,0
1
=
⋅
=
−
σ
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
1
1
58
,0
−
−
≈
σ
τ
(128)
МПа
182
314
58
,0
1
=
⋅
=
−
τ
Сечение А-А. Это сечение при передачи вращающего момента от
электродвигателя через клиноременную передачу рассчитываем на кручение.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (табл.
8.5[1]):
75
,1
=
σ
K
6,
1
=
τ
K
(табл.8.5[1]). Масштабные факторы
0,88
σ
ε
=
;
0,77
τ
ε
=
(табл. 8.8[1]).
Изгибающий момент (положим
1
30
x =
)
1
х
F
М
в
А
А
⋅
=
−
(129)
3
505 30 15,2 10
А А
М
Н мм
−
=
⋅
=
⋅
⋅
Момент сопротивления сечения нетто (
8
b
мм
=
,
1
4
t
мм
=
)
в
в
в
HETTO
d
t
d
t
b
d
W
2
)
(
32
2
1
1
3
−
⋅
−
⋅
=
π
(130)
40
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
3
2
3
3
3,14 25
8 4(25 4)
1,25 10
32
2 25
HETTO
W
мм
⋅
⋅
−
=
−
=
⋅
⋅
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
HETTO
А
А
W
M
−
=
υ
σ
(131)
3
3
15,2 10
12,2
1,25 10
МПа
υ
σ
⋅
=
=
⋅
Момент сопротивления кручению сечения нетто
16
3
d
W
KHETTO
⋅
=
π
(132)
3
3
3
3,14 25
3,1 10
16
KHETTO
W
мм
⋅
=
=
⋅
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
КНЕТТО
m
W
M
2
2
2
max
=
=
=
τ
τ
τ
υ
(133)
3
3
84,57 10
13,6
2 3,1 10
m
МПа
υ
τ
τ
⋅
=
=
=
⋅
⋅
Коэффициент запаса прочности
υ
σ
σ
σ
σ
ε
σ
⋅
=
−
К
S
1
(134)
314
12,9
1,75
12,2
0,88
S
σ
=
=
⋅
41
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
m
К
S
τ
ψ
τ
ε
τ
τ
υ
τ
τ
τ
⋅
+
⋅
=
−1
(135)
182
6,14
1,6
13,6 0,1 13,6
0,77
S
τ
=
=
⋅
+
⋅
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
2
2
τ
σ
τ
σ
S
S
S
S
S
+
⋅
=
(136)
2
2
12,9 6,14
5,5
12,9
6,14
S
⋅
=
=
+
Сечение К-К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника
с гарантированным натягом.
3,
2
=
σ
σ
ε
К
и
7,
2
=
τ
τ
ε
К
, принимаем
15
,0
=
G
ψ
и
1,
0
=
τ
ψ
.
Изгибающий момент
3
l
F
М
в
и
=
(137)
3
505 58 29,3 10
и
М
Н мм
=
⋅
=
⋅
⋅
Осевой момент сопротивления
32
3
n
d
W
⋅
=
π
(138)
3
3
3
3,14 30
2,6 10
32
W
мм
⋅
=
=
⋅
Амплитуда нормальных напряжений
W
M
и
=
=
max
σ
σ
υ
(139)
3
3
29,3 10
11,3
2,6 10
МПа
υ
σ
⋅
=
=
⋅
;
0
=
m
σ
42
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
Полярный момент сопротивления
W
W
p
⋅
= 2
(140)
3
3
3
2 2,6 10
5,2 10
p
W
мм
= ⋅
⋅
=
⋅
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
3
3
84,57 10
8,13
2 5,2 10
m
МПа
υ
τ
τ
⋅
=
=
=
⋅
⋅
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
314
12,1
2,3 11,3
S
σ
=
=
⋅
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
182
7,9
2,7 8,13 0,1 8,13
τ
S =
=
⋅
+
⋅
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К
2
2
12,1 7,9
6,6
12,1
7,9
S
⋅
=
=
+
Сечение
А-А
К-К
Коэффициент запаса s 5,5
6.6
Во всех сечениях
[ ]
s
s >
43
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
12. Смазка редуктора
Смазывание зубчатого колеса осуществляется окунанием в масло, заливаемое
внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на
10мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета
3
25
,0 дм
масла на 1 кВт
передаваемой мощности
3
0,25 3,77 0,94
V
дм
=
⋅
=
(141)
По (табл.10.8[1]) устанавливают вязкость масла. При контактных
напряжениях
343,47
н
МПа
σ
=
и скорости
1,17 /
м с
υ
=
рекомендуемая вязкость масла
должна быть примерно равна
6
2
32 10
/
м с
−
⋅
(по табл.10.10[1]) принимается масло
индустриальное И-30A (по ГОСТ 20799-75).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-3
(табл.9.14[1]). Периодически пополняем его шприцем через пресс масленки.
44
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
45
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
Список использованной литературы
1. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. –М:
ООО ТИД «Альянс», 2005
2. Дунаев П.Ф. Курсовое проектирование. -М: Машиностроение, 2004
3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов деталей машин. -М: Высшая школа,
2000
4. Эрдеди А.А., Эрдеди Н.А. Детали машин. –М: Высшая школа, 2002
5. Куклин Н.Т., Куклина Г.С. Детали машин. –М: Машиностроение, 2007
6. Колпаков А.П., Карнаухов И.Е. Проектирование и расчет механических
передач. –М: Колос. 2000
7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. –Калининград:
Янтарный сказ, 2006
Информация о работе Цилиндрический шевронный редуктор