Привод к маслораздаточной коробке

Курсовой проект по деталям машин и основам конструирования на тему Привод к маслораздаточной коробке Выполнил

студент 336 группы Гурин А.В.

Пенза 2011 г

Аннотация Расчетно-пояснительная записка оформлена в соответствии с ГОСТ 2.106−68 как конструкторский документ, содержащий описание устройства и принципа действия разрабатываемого изделия, обоснование принятых при его разработке технических и технико-экономических решений, расчеты деталей на прочность, жесткость и работоспособность, расчет посадок сопряженных деталей, допусков.

Пояснительная записка оформлена в виде папки скоросшивателя. Первый лист — титульный, его выполняют чертежным шрифтом тушью или печатают на компьютере. Пояснительная записка выполнена на стандартных листах белой писчей бумаги формата А4.

Содержание пояснительной записки разбивают на разделы и подразделы. Разделы имеют порядковые номера в пределах всей пояснительной записки, обозначенные арабскими цифрами с точкой.

Подразделы имеют нумерацию в пределах каждого раздела. Номера подразделов состоят из номеров раздела и подраздела, разделенных точкой.

Разделы и подразделы могут состоять из одного или нескольких пунктов; нумерация пунктов находится в пределах подраздела, номер пункта состоит из номеров раздела, подраздела и пункта, разделенных точками.

В расчетно-пояснительной записке содержатся назначение и описание привода; выбор электродвигателя; кинематический расчет привода; силовой расчет привода; расчет передач, составляющих привод; произведены подбор подшипников качения; выбор и проверочный расчет шпонок; выбор смазки; выбор основных размеров корпуса редуктора, корпусов подшипников, крышек, арматуры, крепежа и др.; выбор посадок для сопряжения основных деталей привода; уточненный расчет валов привода; расчет муфт; описание технологии сборки редуктора; экономическая оценка привода.

Содержание привод маслораздаточная коробка расчет Аннотация

1. Описание привода

2. Выбор электродвигателя

3. Кинематический расчет привода

4. Силовой расчет привода

5. Расчет передач, составляющих привод

6. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

7. Выбор и проверочный расчет шпонок

8. Выбор смазки

9. Выбор посадок для сопряжения основных деталей привода

10. Уточненный расчет валов

11. Подбор муфт

12. БЖД

13. Экономическая оценка привода Литература

1. Описание привода Привод предназначен для передачи механической энергии от электродвигателя к рабочим органам маслораздаточной колонки, а также для увеличения крутящего момента передаваемого от электродвигателя.

Привод к компрессору состоит из электродвигателя 4А225М8У3 ГОСТ 19 523–81, мощностью 18,5 кВт с частотой вращения 735 мин ^-1. На валу устанавливается втулочно-пальцевая муфта, предназначенная для передачи крутящего момента к редуктору. Редуктор имеет передаточное отношение U = 12,5.

Для передачи крутящего момента с редуктора на рабочую машину служит клиноремённая передача.

2. Выбор электродвигателя

2.1 Определяем мощность на валу рабочей машины[1]

где щ₄ — угловая скорость вала рабочей машины, с^-1.

2.2 Определяем мощность на валу электродвигателя где з — КПД привода.

где з_р.м. — КПД ременной передачи; з_р.м. =0.95;

з_пⁿ_.к. — КПД подшипников качения; з_пⁿ_.к.=0.99;

n — число пар подшипников качения; n=2;

з_ЧП. — КПД Червячной передачи_.=0.7;

з_м. — КПД муфты;з_м.=0.99

2.3 Определяем ориентировочное значения максимальной и минимальной частоты вращения вала электродвигателя где — максимальное и минимальное передаточное отношение ременной передачи; ;

— максимальное и минимальное передаточное число червячной передачи;

Выбираем закрытый обдуваемый электродвигателей единой серии 4А по ГОСТ 19 523– — 81.

3. Кинематический расчет привода

3.1 Определяем общее передаточное число привода[1]

3.2 Определяем отношения конической и клиноременной передач

где i_р.п. — передаточное отношение ременной передачи;

U_ч.п. — передаточное число червячной передачи.

Принимаем из единого ряда по ГОСТ 2185– — 76. U_ч.п=12,5

3 Определяем частоту вращения каждого вала привода

4. Силовой расчет привода

4.1 Определяем вращающие моменты на валах привода[1]

4.1 Определяем мощность на валах привода

5. Расчет передач составляющих привод

5.1 Расчет клиноременных передач Рисунок 5.1. Схема клиноременной передачи Исходные данные: мощность на ведущем шкиве Р₁=18,5 кВт; частота вращения ведущего шкива n₁=735 мин ^-1; передаточное отношение клиноременной передачи i_р.п.=2,46. Электродвигатель переменного тока 4А180М6У3. Работа в 3 смены. Расположение передачи наклонное — в=80°.

5.1.1 Выбор сечения ремня По номограмме при Р₁=18.5 кВт и n₁=735 мин ^-1 подходит ремень сечения В.

Примечание: L_р — расчетная длина ремня на уровне нейтральной линии;

L_ВН — внутренняя длина ремня по меньшему основанию.

Рисунок 5.2. Схема сечения ремня

5.1.2 Расчет диаметра ведомого шкива d₂, мм

; мм По таблице 4.2 d₂=560 мм.

5.1.3 Уточняем передаточное отношение ременной передачи i_р.п.

где о — относительное скольжение. Для кордшнуровых — о=0,01

Отклонение фактического передаточного отношения от ранее принятого составляет 2,4%.

5.1.4 Предварительное межосевое расстояние а', мм где Т₀ — высота сечения ремня, мм.

5.1.5 Расчет длина ремня L_P, мм Принимаем L_P=2440 мм

5.1.6 Межосевое расстояние а, мм

5.1.7 Угол обхвата ремня малого шкива б, град Условие выполняется.

5.1.8 Окружная скорость х₁, м/с Условие выполняется.

5.1.9 Мощность Р₀, кВт Номинальная мощность передаваемая одним ремнем сечения В. Р₀=3,9кВт при х₁=7,6 м/с и d₁=200 мм.

Коэффициент угла обхвата малого шкива С_б=0,92 при б=145°; коэффициент окружной скорости С_х=1 при х=7,6 м/с; коэффициент передаточного отношения С_i=1,14 при i=2,93; коэффициент угла наклона С_в=0,9 при в=75°; коэффициент длинны ремня С_L=0,91 при L=2500 мм; коэффициент динамичности и режима работы С_Р=1,2 для среднего режима и трехсменной работы; коэффициент учитывающий число ремней в комплекте С_Z=0,9 предварительно приняв z=4

5.1.10 Мощность передачи с одним ремнем в заданных

условиях эксплуатации Р_Р, кВт

5.1.11 Число ремней Z

где Р₁ — мощность на ведущем валу передачи, кВт;

Р_Р — мощность передачи с одним ремнем в заданных условиях эксплуатации, кВт.

Принимаем Z=6

5.1.12 Сила предварительного натяжения одного ремня F₀, H

где и — коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил и=0,18 Н· с²/м² для сеченияВ [1]

5.1.13 Нагрузка на валы передачи F_В, H

5.1.14 Число пробегов ремня х, с^-1

Условие выполняется.

5.1.15 Напряжения от силы предварительного натяжения ремня, МПа

5.1.16 Напряжения от окружной силы, МПа

где F_t — окружная сила, Н;

;

5.1.17 Напряжения от центробежных сил, МПа

где с — плотность материала ремня, кг/м³

с=(1200…1250) кг/м³

5.1.18 Напряжения изгиба, МПа

где E — модуль упругости при изгибе, МПа;

У₀ — расстояние от крайних волокон не сущего слоя до нейтральной линии ремня, мм.

Для ремня В произведение Е· У₀=395

5.1.19 Максимальные напряжения, МПа

5.1.20 Расчетная долговечность ремня, часов

где — предел выносливости материала ремня, МПа;

m — показатель степени;

Z_ш — число шкивов, огибаемых ремнем;

Для клиновых ремней =9 МПа и m=8.

L_h>t_СР>2000 часов — для среднего режима работы.

Вывод: Фактический ресурс определяется условиями эксплуатации передачи и выбранными параметрами, в частности, сечением ремня и диаметром меньшего шкива, а также длиной ремня.

5.1.21 Расчет шкивов Размеры профиля канавок клиноременных шкивов, мм (ГОСТ 20 898 — 80)

5.1.22.1 Ширина обода шкива В, мм где Z — число ремней.

5.1.22.2 Толщина обода шкивов д, мм

5.1.22.3 Толщина диска с, мм

5.1.22.4 Определение диаметра выходного конца вала d_В, мм Для определения диаметра выходного конца вала d_В выполняют ориентировочные расчеты на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению [ф], без учета влияния изгиба.

где Т — вращающий момент, Н· м.

для валов из конструкционных углеродистых сталей [ф]<15 — 20 МПа.

Примем d_В=50мм.

5.1.22.5 Диаметр ступицы шкивов d_см, мм

5.1.22.6 Длина ступицы L, мм

;

5.1.22.7 Число спиц

Примем

5.1.22.8 Ширина спицы в расчетном сечении, мм

Примем

5.1.22.9 Толщина спицы в расчетном сечении, мм После определения по приведенным соотношениям размеров д, d_см, L и с их округляют в ближайшую сторону до значений из ряда предпочтительных чисел. Окончательно длину L принимают с учетом результатов расчета шпоночного или шлицевого соединения.

5.1.22.5 По диаметру вала определяем размеры шпоночного паза в ступице шкива сечение шпонки 14*9,Глубина паза вала t1=5,5,глубина паза втулки t2=3,8

Рисунок 5.3 — Схема шкива с диском и спицами

5.2 Расчёт закрытой червячной передачи Привод к стенду обкатки КПП включает закрытую червячную передачу, предназначенную для работы в течение лет. Электродвигатель 4А180М2У3, у которого .

Исходные данные: вращающий момент на валу колеса кНм; частота вращения колеса мин^-1; частота вращения червяка мин^-1;

передаточное число червячной передачи

Рисунок 1 — Схема передачи:1 — червяк; 2 — червячное колесо

5.2.1 Выбор материалов для изготовления деталей червячных передач Для изготовления червяка на основании требований, предъявляемых к червякам, принимаем материал сталь 45. Червяк цементованный.

Для изготовления венца червячного колеса выбираем группу материала в зависимости от ориентировочной скорости скольжения, м/с и произведения

Определяем значение ориентировочной скорости скольжения по формуле [1]:

где — частота вращения червяка, мин^-1;

— максимальный вращающий момент, Н•мм.

м/с.

Рисунок 2 — Циклограмма Согласно циклограмме Относительная продолжительность включения по циклограмме .

При м/с и принимаем группу материала венца червячного колеса 2а. Принимаем материал венца червячного колеса БрА10ЖЗМц1,5. Способ отливкив землю, МПа, МПа.

5.2.2 Допускаемые напряжения

5.2.2.1 Допускаемые контактные напряжения, МПа

МПа

5.2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба, МПа

МПа.

5.2.2.3 Максимальные допустимые контактные напряжения, МПа

МПа.

5.2.2.4 Максимальные допускаемые напряжения изгиба, МПа

МПа.

5.2.3 Расчетная нагрузка с учетом режима работы червячных передач

5.2.3.1 Расчетный вращающий момент на контактную прочность, Н•мм [1]:

где , — коэффициенты контактной долговечности и нагрузки.

5.2.3.1.1 Коэффициент долговечности определяем по формуле [1]:

так как материал венца червячного колеса — безоловянистая бронза.

5.2.3.1.2 Коэффициенты нагрузки, определяем по формуле [1]:

где — ориентировочный коэффициент концентрации нагрузки;

— ориентировочный коэффициент динамичности. При проектном расчете.

Коэффициент концентрации определяем по формуле [1]:

где — начальный коэффициент концентрации. При и.

5.2.3.2 Расчетный вращающий момент на изгибную прочность

где — коэффициент изгибной долговечности;

— коэффициент нагрузки.

5.2.3.2.1 Коэффициент долговечности определяем по формуле [1]:

Коэффициент эквивалентности по изгибу определяем по формуле [1]:

;

;

5.2.4 Проектный расчет червячной передачи

5.2.4.1 Межосевое расстояние определяем по формуле [1]:

мм Из единого ряда главных параметров принимаем мм.

5.2.4.2 Число зубьев червячного колеса

Модуль, мм мм Принимаем m = 16 мм.

Коэффициент диаметра червяка

Принимаем q = 10 мм.

Коэффициент смещения X

Геометрический расчет червячной передачи Угол подъема витка червяка на начальном цилиндре, град Длина нарезанной части червяка, мм при определяется по формуле [1]:

мм Принимаем мм Ширина венца червячного колеса, мм определяется по формуле [1]:

мм Принимаем мм Начальный диаметр, мм определяется по формуле [1]:

мм;

мм.

Диаметр вершин витков червяка, мм определяется по формуле [1]:

мм Диаметр впадин витков червяка, мм определяется по формуле [1]:

мм Делительный диаметр колеса, мм определяется по формуле [1]:

мм Диаметр вершин зубьев колеса, мм определяется по формуле [1]:

м Наибольший диаметр колеса, мм определяется по формуле [1]:

мм Диаметр впадин, мм определяется по формуле [1]:

мм Высота головки витка червяка, мм и зуба колеса, мм определяется по формуле [1]:

мм Высота витка червяка, мм определяется по формуле [1]:

мм Начальный диаметр колеса, мм определяется по формуле [1]:

мм Условный угол обхвата, град определяется по формуле [1]:

Силовой расчет червячной передачи Окружная сила на червячном колесе, Н определяется по формуле [1]:

= 29 к Осевая сила на червячном колесе, Н определяется по формуле [1]:

кН КПД червяной передачи определяется по формуле [1]:

Приведенный угол трения при фактической скорости скольжения.

м/с Радиальная сила на червячном колесе, Н определяется по формуле [1]:

кН Проверочный расчет червячной передачи Проверочный расчет на контактную прочность произведем из условия [1]:

Уточненный расчетный момент, Н•мм по коэффициенту нагрузки K определяется по формуле [1]:

кН•м Коэффициент концентрации определяется по формуле [1]:

Коэффициент деформации червяка.

Коэффициент режима определяется по формуле [1]:

Коэффициент динамичности при м/с, и 8-ой степени точности изготовления.

Допускаемое напряжение, МПа с учетом фактической скорости скольжения м/с определяются по формуле [1]:

МПа ,

МПа Проверочный расчет зубьев колеса на изгиб Коэффициент формы зуба при МПа МПа.

Условие прочности выполняется.

Проверка прочности зубьев колес при перегрузках Проверка на контактную прочность Для принятого электродвигателя

МПа

МПа Условие прочности выполняется.

Проверка на изгибную прочность

МПа МПа Условие прочности выполняется

6. Подбор подшипников качения Основные критерии работоспособности подшипника качения — его динамическая и статическая грузоподъемности.

6.1 Подбор подшипников для валов червячного редуктора.

Номинальная долговечность (ресурс) в миллионах оборотов где С_ТР — требуемая динамическая грузоподъемности выбранного подшипника кН;

F_экв — эквивалентная нагрузка действующая на подшипник;

р — показатель степени, для роликоподшипников р = 10/3.

Определим эквивалентную нагрузку на наиболее нагруженную опору где ;

;

при условии что ;

при условии что ;

где L_h — долговечность подшипников в часах. Для ведущего вала: L_h = 5000 часов при условии что в течении срока эксплуатации редуктора подшипники будут заменены 2 раза; Для ведомого вала: L_h =;

n — частота вращения вала мин^-1.

Для однорядных радиально-упорных роликоподшипников приведенная нагрузка где X, Y — коэффициент при радиальной или осевой нагрузках;

V — коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V = 1;

F_r1,2 — радиальная нагрузка действующая на подшипник;

F_a1,2 — осевая нагрузка действующая на подшипник;

К_Т — температурный коэффициент. К_Т = 1,05;

К_у — коэффициент. К_у = 1,3 — 1,5.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяют по формулам:

где е — коэффициент осевого нагружения. е = 0,369.

Осевые нагрузки, действующие на радиально-упорные конические подшипники, определяют с учетом схемы действия внешних усилий в зависимости от относительного расположения подшипников. Радиально-упорные подшипники установлены по концам вала враспор то результирующие осевые нагрузки каждого подшипника определяют с учетом действия внешней осевой нагрузки, должны быть учтены осевые составляющие от радиальных нагрузок, действующие на каждый подшипник.

Условие нагружения [6]:

Следовательно, осевые нагрузки находятся по формулам:

Значения X и Y для подшипников:

Для радиально-упорных конических роликоподшипников при

то

то

6.1.1 Подбор подшипников для ведущего вала Определим эквивалентную нагрузку на наиболее нагруженную опору где ;

;

при условии что ;

при условии что ;

Условие нагружения [6]:

Следовательно, осевые нагрузки находятся по формулам:

Значения X и Y для подшипников:

Для радиально-упорных конических роликоподшипников при

то

то

Принимаем для ведущего вала подшипник конический однорядный средней серии 7614 по ГОСТ 7260–81.

6.1.1.1 Определение радиальных нагрузок действующих на подшипники на ведущем валу Определим величины реакций, возникающих в подшипниках ведущего вала редуктора, для чего составим схему нагружения вала. Для составления схемы определим величину, а по формуле [6]:

Заменяем вал балкой и отмечаем характерные точки. Балка в точке В закреплена шарнирно-подвижной опорой, а в точке D — шарнирно-неподвижной опорой. Обозначаем силы действующие на балку. В точке, А со стороны ремённой передачи на вал действует сила натяжения ремней F_в, раскладываем её на вертикальную и горизонтальную составляющие.

В точке В балка закреплена шарнирно-подвижной опорой, следовательно в данной точке действует реакция R_В, которую также раскладываем на вертикальную и горизонтальную составляющие.

Точка С является полюсом зацепления. В ней приложена сила взаимодействия червяка и червячного колеса F_n, которую раскладываем по трём взаимно перпендикулярным направлениям на окружную, осевую и радиальную составляющие.

В точке D балка закреплена шарнирно-неподвижной опорой, в данной точке действует реакция R_D, которую раскладываем на вертикальную и горизонтальнуюсоставляющие.

В плоскости YOZ составим уравнение моментов относительно точки В, получим:

В плоскости YOZ составим уравнение моментов относительно точки D, получим:

Проверка:

Условие выполняется.

Покажем направление обхода каждого участка и установим приделы изменения их длины:

участок АВ

участок BC

участок DC

Составим уравнения внутренних изгибающих моментов М — по отношению к произвольно выбранным центрам сечений z.

Участок АВ при Участок ВС при Участок DC

при По полученным данным в произвольно выбранном масштабе строим эпюры внутренних изгибающих моментов (М) для плоскости YOZ.

В плоскости XOZ составим уравнение моментов относительно точки В, получим:

В плоскости XOZ составим уравнение моментов относительно точки D, получим:

Проверка:

Условие выполняется.

Покажем направление обхода каждого участка и установим приделы изменения их длины:

участок АВ участок BC

участок DC

Составим уравнения внутренних изгибающих моментов М — по отношению к произвольно выбранным центрам сечений z.

Участок АВ при Участок ВС при Участок DC

при По полученным данным в произвольно выбранном масштабе строим эпюры внутренних изгибающих моментов (М) для плоскости XOZ.

Определим величины реакций:

6.1.2.1 Определение радиальных нагрузок действующих на подшипники на ведомом валу Определим величины реакций, возникающих в подшипниках ведомого вала редуктора, для чего составим схему нагружения вала. Для составления схемы определим величину, а по формуле:

Заменяем вал балкой и отмечаем характерные точки. Балка в точке, А закреплена шарнирно-подвижной опорой, а в точке С — шарнирно-неподвижной опорой. Обозначаем силы действующие на балку.

В точке, А балка закреплена шарнирно-подвижной опорой, следовательно в данной точке действует реакция R_А, которую также раскладываем на вертикальную и горизонтальную составляющие.

Точка В является полюсом зацепления. В ней приложена сила взаимодействия червяка и червячного колеса F_n, которую раскладываем по трём взаимно перпендикулярным направлениям на окружную, осевую и радиальную составляющие.

В точке С балка закреплена шарнирно-неподвижной опорой, в данной точке действует реакция R_С, которую раскладываем на вертикальную и горизонтальнуюсоставляющие.

В плоскости YOZ составим уравнение моментов относительно точки А, получим:

В плоскости YOZ составим уравнение моментов относительно точки С, получим:

Проверка:

Условие выполняется.

Покажем направление обхода каждого участка и установим приделы изменения их длины:

участок АВ участок CB

Составим уравнения внутренних изгибающих моментов М — по отношению к произвольно выбранным центрам сечений z.

Участок АВ при Участок СВ при По полученным данным в произвольно выбранном масштабе строим эпюры внутренних изгибающих моментов (М) для плоскости YOZ.

В плоскости XOZ составим уравнение моментов относительно точки В, получим:

В плоскости XOZ составим уравнение моментов относительно точки С, получим:

Проверка:

Условие выполняется.

Покажем направление обхода каждого участка и установим приделы изменения их длины:

участок АВ участок CB

Составим уравнения внутренних изгибающих моментов М — по отношению к произвольно выбранным центрам сечений z.

Участок АВ при Участок СВ при По полученным данным в произвольно выбранном масштабе строим эпюры внутренних изгибающих моментов (М) для плоскости XOZ.

Определим величины реакций:

7. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений Рисунок 7 — Шпоночное соединение.

1- ступица; 2- вал; 3-шпонка.

Для всех соединений назначаем шпонки призматические по ГОСТ 23 360–78. Эти шпонки проверяются на смятие боковой поверхности по формуле.

где — допускаемое напряжение:

= 80−120 МПа;

Т — передаваемый момент, Н· мм;

d — диаметр вала, м;

l_p — рабочая длина шпонки, мм:

l_p =(l — b)

b — ширина шпонки, мм;

7.1 Проверка шпонки ведущего вала.

Передаваемый момент Т = 0,67 кН· м; Диаметр вала d = 50 мм; Размеры поперечного сечения шпонки; Глубина шпоночного паза вала t₁ = 6 мм.

Определим минимальную длину шпонки из условия прочности Принимаем

Определим рабочую длину шпонки

Напряжение на смятие

Условие на смятие выполняется.

7.2 Проверка шпонки ведомого вала под червячное колесо Передаваемый момент Т = 5,8 кН· м; Диаметр вала d = 135 мм; Размеры поперечного сечения шпонки; Глубина шпоночного паза вала t₁ = 11 мм.

Определим минимальную длину шпонки из условия прочности Принимаем

Определим рабочую длину шпонки

Напряжение на смятие

Условие на смятие выполняется.

7.3 Проверка шпонки ведомого вала под муфтой

Передаваемый момент Т = 5,8 кН· м; Диаметр вала d = 125 мм; Размеры поперечного сечения шпонки; Глубина шпоночного паза вала t₁ = 11 мм;

Определим минимальную длину шпонки из условия прочности Принимаем

Ступицу назначаем по длине ступицы полумуфты.

Определим рабочую длину шпонки

Напряжение на смятие

Условие на смятие выполняется.

8. Выбор смазки Смазывание червячного зацепления производится с помощью разбрызгивателя установленного на валу червяка.

При контактном напряжении в пределе у_Н = 161,5 МПа, окружной скорости зацепления v = 2,13 м/с.

Рекомендуется применять масло цилиндровое-38 ГОСТ 6480–78.

Смазывание подшипников будет производиться пластичными смазками типа «Солидол», «Литол» и т. д. Поэтому гнезда всех подшипников отделяются от камеры маслоудерживающими шайбами с жировыми канавками. Уплотнение выходных концов валов производится резиновыми уплотнительными манжетами.

9. Выбор посадок для сопряжения основных деталей привода Выбираем посадки для ведущего вала: для шпоночного соединения принимаем посадку Н6. На валу также присутствуют места заприсовки подшипников, для них принимаем посадку k6.

Выбираем посадки для ведомого вала: для двух шпоночных соединений принимаем посадку Н6. На валу под места под подшипники принимаем посадку k6. Также на валу установлено червячное колесо. Для ступицы червячного колеса принимаем посадку Н7, для вала р6.

10. Уточненный расчет валов привода

10.1 Уточненный расчет ведущего вала.

Материал вала сталь 45, термообработка — улучшение.

Механические характеристики: предел прочности; предел текучести .

Придел выносливости: при изгибе; при кручении .

Коэффициент чувствительности при кручении .

Анализируя эпюру изгибающих и вращающихся моментов, а также конструкции вала следует, что наиболее опасными являются сечения А-А, Б-Б указанные на листе номер 3.

Сечение А-А работает на кручение. Вращающий момент Т = 0,67 кН· м; Диаметр вала d = 50 мм. Концентратор напряжения — шпоночный паз с размерами .

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

где [S] = 2,5…3 — допускаемый коэффициент запаса прочности;

k_ф — эффективный коэффициент концентрации напряжений. k_ф = 1,9;

в — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности. Для шлифованных поверхностей в =0,95;

е_ф — масштабный коэффициент, при диаметре вала d = 50 мм. е_ф = 0,69;

ф_а, ф_т — амплитуда и среднее касательное напряжение.

где W_P — полярный момент сопротивления при наличии шпоночного паза.

Сечение имеет достаточный коэффициент запаса прочности.

Сечение Б-Б работает на кручение и изгиб. Диаметр вала d = 60 мм. Изгибающий момент в сечении М_и = 949,5 Н· м. Концентратор напряжения — место перехода диаметров.

При одновременном действии нормальных и касательных напряжений коэффициент запаса прочности определяют по формуле:

где S_у — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле:

где k_у — эффективный коэффициент концентрации напряжений. k_у = 1,36;

е_у — масштабный коэффициент, при диаметре вала d = 60 мм. е_у = 0,72;

ш_у — коэффициент чувствительности. ш_у = 0,1;

у_а, у_т — амплитуда нормальных и средне касательных напряжений.

где W — осевой момент сопротивления.

где F_a — осевая сила. F_a = 29 000 Н.

А — площадь поперечного сечения вала мм².

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

где k_ф — эффективный коэффициент концентрации напряжений. k_ф = 1,14

в — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности. Для шлифованных поверхностей в =0,95;

е_ф — масштабный коэффициент, при диаметре вала d = 60 мм. е_ф = 0,60;

ф_а, ф_т — амплитуда и среднее касательное напряжение.

Сечение имеет достаточный коэффициент запаса прочности.

10.2 Уточненный расчет ведомого вала Материал вала сталь 45, термообработка — улучшение.

Механические характеристики: предел прочности; предел текучести .

Придел выносливости: при изгибе; при кручении .

Коэффициент чувствительности при кручении .

Анализируя эпюру изгибающих и вращающихся моментов, а также конструкции вала следует, что наиболее опасными являются сечения В-В указанные на листе номер 3.

Сечение В-В работает на кручение и изгиб. Диаметр вала d = 135 мм. Изгибающий момент в сечении М_и = 787,4 Н· м. Концентратор напряжения — шпоночный паз с размерами .

При одновременном действии нормальных и касательных напряжений коэффициент запаса прочности определяют по формуле:

где S_у — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле:

где k_у — эффективный коэффициент концентрации напряжений. k_у = 2;

е_у — масштабный коэффициент, при диаметре вала d = 125 мм. е_у = 0,70;

ш_у — коэффициент чувствительности. ш_у = 0,1;

у_а, у_т — амплитуда нормальных и средне касательных напряжений.

где W — осевой момент сопротивления.

где F_a — осевая сила. F_a = 8765,8 Н.

А — площадь поперечного сечения вала мм².

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

где k_ф — эффективный коэффициент концентрации напряжений. k_ф = 2,1

в — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности. Для шлифованных поверхностей в =0,95;

е_ф — масштабный коэффициент, при диаметре вала d = 125 мм. е_ф = 0,58;

ф_а, ф_т — амплитуда и среднее касательное напряжение.

Сечение имеет достаточный коэффициент запаса прочности.

11. Подбор муфт Для защиты приводных устройств от перегрузок используют упругую втулочно-пальцевую мувту.

Эксплутационной характеристикой муфты является передаваемый крутящий момент и диаметр вала, на который насажена муфта.

Рисунок 11 — Муфта втулочно-пальцевая

1 — полумуфта левая; 2 — полумуфта правая; 3 — палец; 4 — втулка; 5 — гайка; 6 — винт установочный.

Втулочно-пальцевая муфта должна передавать номинальный вращающий момент Т = 5,8 кН· м; диаметр вала d = 125 мм;

Таблица 11.1 — Размеры (мм) и параметры муфты (рисунок 11)

12. БЖД Для работы с приводом допускаются лица, с которыми были проведены мероприятия по технике безопасности.

Мероприятия по технике безопасности проводятся в соответствии с нормативно-технической документацией — ГОСТами, нормами, правилами, инструкциями. К организационным мероприятиям по технике безопасности относятся: необходимость проведения инструктажа и обучение безопасному выполнению работ; соблюдение технологической трудовой дисциплины; подготовка к работе и состояние рабочего места; ограждение всех вращающихся механизмов.

13.Экономическая оценка привода С экономической точки зрения данный редуктор нас устраивает. Недостатком редуктора является его большие габариты. При проектировании редуктора нужно стараться принимать как можно больше стандартных изделий по ГОСТ. Чем их будет больше, тем выше будет уровень взаимозаменяемости деталей. В данном редукторе стандартными являются: крышки подшипников, подшипники, шпонки, уплотнительные манжеты, граверные шайбы, крепёжные болты. К нестандартным являются: ведомый и ведущий валы, червячное колесо, звездочка. Определим степень унификации:

у =

14. Литература

1. Чугунов В. А., Спицын И. А. Проектирование передач с гибкой связью: учебное пособие. — Пенза, РИО ПГСХА, 2002. — 121с.

2. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. М.: Машиностроение, 8-е издание, перераб. и доп. 1999. Т.2.: — 559

3. Чугунов В. А. Проектирование передач зацеплением: учебное пособие/ В. А. Чугунов, В. М. Поветкин, С. И. Щербаков. — Пенза: РИО ПГСХА, 2006. — 190 с.

4. Гузенков П. Г. Детали машин. — М.: Высш. шк., 1982. — 351с.

5. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов.-М.: Высш. шк., 1991.-432 с.: ил.

6. Чернавский С. А., Козинцов Б. С. Проектирование механических передач: Учеб. Пособие для втузов. -М.: Машиностроение., 1984. 560 с.: ил.