Привод цепного конвейера

• Задание на курсовое проектирование
• 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
• 2. Расчет червячного редуктора
• 3. Расчет зубчатой передачи
• 4. Предварительный расчет валов редуктора
• 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
• 6. Первый этап компоновки редуктора
• 7. Проверка долговечности подшипников
• 8. Уточненный расчет валов
• 9. Проверка прочности шпоночных соединений
• 10. Подбор муфты
• 11. Посадки основных деталей редуктора
• 12. Выбор сорта масла
• 13. Сборка редуктора
• Литература

Задание на курсовое проектирование

Спроектировать привод цепного конвейера

Рисунок 1 — Задание

Исходные данные:

Вариант — 2;

Окружная сила на звездочке Ft, кН — 6;

Скорость движения цепи V, м/с — 0,8;

Диаметр звездочки Д, м — 0,35;

Материал шестерни — сталь 40, улучшение;

Материал колеса — СЧ20;

Срок службы, лет — 7;

К_сут=0,25;

К_год=0,4.

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.1 Определение мощности на валу звездочки цепного конвейера

.

1.2 Определение общего КПД.

Общий КПД привода вычисляется как произведение КПД отдельных передач, учитывающих потери во всех элементах кинематической цепи привода:

Из таблицы 1.1:

КПД зубчатой передачи, принимаем значение 0,98;

КПД пары подшипников качения, принимаем 0,99;

КПД червячной передачи:

при ;

при ;

при

Заранее задаемся, значит .

Таким образом, общий КПД привода равен:

.

1.3 Определение расчетной мощности на валу электродвигателя.

привод цепной конвейер редуктор Расчетная мощность, кВт, на валу двигателя определяется по мощности на валу исполнительного механизма с учетом потерь в приводе:

Выбор электродвигателя.

С таблицы П. 1 по требуемой мощности Р_тр=5,7кВт, выбираем электродвигатель мощностью 7,5 кВт, с синхронной частотой вращения n₀=1500 об/мин и скольжением s=3% (ГОСТ 19 523−81): 4А 132S4 У3.

1.4 Определяем частоту вращения вала электродвигателя с учетом скольжения:

Угловая скорость звездочки

.

Номинальная частота вращения

.

1.5 Определение общего передаточного числа и распределение этого передаточного числа отдельных передач.

Угловая скорость

.

Общее передаточное число привода:

По ГОСТ 2144–76, выбираем стандартное значение для, при z₁=4, тогда

.

1.6 Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения валов привода.

1 вал: .

2 вал: ;

;;

.

3 вал:; ;

;

.

Результаты расчета привожу в таблице

2. Расчет червячного редуктора

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений [у_Н].

По условию материал колеса СЧ20. По таблице 4.8 определяем допускаемое напряжение при твердости червяка:

.

Расчетное значение допускаемого контактного напряжения находим по формуле:

где — коэффициент долговечности, значение которого при вычислении определяют по формуле 4.30:

— суммарное число циклов перемен напряжений, вычисляется по формуле:

где n — частота вращения червячного колеса, ;

— срок службы передачи, из условия .

.

Таким образом, коэффициент долговечности равен:

;

Определяем допускаемое контактное напряжение:

.

2.2 Определение межосевого расстояния.

Межосевое расстояние находим по формуле 4.19:

где z₂ — число зубьев червячного колеса;

;

Уточняем по ГОСТ 2144–76 передаточное число червячного колеса .

q — коэффициент диаметра червяка, задаемся ;

— допускаемое контактное напряжение;

— расчетный момент на валу червячного колеса, ;

К — коэффициент нагрузки, предварительно принимаем К=1,2.

.

Округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185–66:

1-й ряд: 160, 200

2-й ряд: 180, 224

принимаем

Находим модуль зацепления по формуле 4.20:

.

Округляем значение модуля до ближайшего стандартного по таблице 2:

2.3 Основные параметры червячной передачи.

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка: ;

диаметр вершин витков червяка:

;

диаметр впадин витков червяка:

;

длинна нарезной части червяка при и при, должна быть увеличена на 25 мм:

.

делительный угол подъема витка г по табл.4.3: при и угол. Основные размеры венца червячного колеса: делительный диаметр червячного колеса:

;

диаметр вершин зубьев червячного колеса:

;

диаметр впадин зубьев червячного колеса:

;

наибольший диаметр червячного колеса:

;

ширина венца червячного колеса: при :

.

Окружная скорость червяка:

.

Скорость скольжения:

.

По таблице 4.4 при, приведенный угол трения .

Уточняем КПД редуктора.

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:

По таблице 4.7 выбираем 7-ую степень точности и находим значение коэффициента динамичности

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки найдем по формуле 4.26:

где и — коэффициент деформации червяка, по таблице 4.6: при и, ;

х - вспомогательный коэффициент, зависящий от характера изменения нагрузки, при незначительных колебаниях нагрузки.

Таким образом,

Коэффициент нагрузки:

.

2.4 Сравнение и .

Проверяем контактное напряжение по формуле 4.23:

.

.

2.5 Проверка зубьев червячного колеса на изгибное напряжение .

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент формы зуба принимаем по таблице 4.5: .

Напряжение изгиба по формуле 4.24:

.

Основное допускаемое напряжение для реверсной работы по таблице 4.8:

.

Расчетное допускаемое напряжение:

гдекоэффициент долговечности, значение которого определяется по формуле 4.28:

;

Коэффициент долговечности изменяется в пределах, значит принимаем .

Учитывая это, допускаемое напряжение равно:

.

Прочность обеспечена

.

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Выбор материала.

Материал шестерни сталь 40, термообработка улучшение, твердость 180НВ, ,.

Материал колеса СЧ20, без термообработки, твердость 170НВ,.

3.2 Расчет допускаемых контактных напряжений.

где:

у_{Hlim b} — предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

К_НL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL = 1; коэффициент безопасности .

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение выбирается по минимальному значению:

для шестерни

для колеса ;

Тогда расчетное контактное напряжение: .

Коэффициент К_Hв, не смотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепного конвейера действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Hв = 1,25.

Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

3.3 Расчет межосевого расстояния из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

для прямозубых колес К_а=49,5, а передаточное число рассчитываемой передачи .

Ближайшее значение межосевого расстояния принимаем по

ГОСТ 2185 — 66* а_w = 400 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: m_n = (0,01 ч 0,02) а_w = (0,01 ч 0,02) 400 = 4 ч 8 мм; принимаем по ГОСТ 9563– — 60* m_n = 6 мм.

3.3 Расчет чисел зубьев шестерни и колеса.

Угол наклона зубьев в = 0є.

.

Принимаем z₁ = 36; тогда z₂ = z₁ · u_{з. п.} = 36 · 2,66 = 96.

3.4 Определение основных размеров шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

; .

Проверка:

.

Принимаем а_w =396мм.

Диаметры вершин зубьев:

; .

Диаметры впадин зубьев:

.

Ширина:

а) колеса

;

б) шестерни

.

3.5 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру.

.

3.6 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи.

.

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643– — 81.

3.7 Определение коэффициента нагрузки.

Значение K_Hв при ш_bd = 0,48, твердости НВ? 350 и несимметричном колес относительно колес опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепного конвейера K_Hв = 1,06.

К_Hб = 1, для прямозубых колес при х? 5 м/с имеем К_Hх = 1,05. Таким образом, К_Н = 1,06 · 1· 1,05 =1,113

3.8 Проверка контактных напряжений.

.

3.9 Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная:

.

Радиальная:

.

Осевая: .

3.10 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

.

Здесь коэффициент нагрузки К_F = К_Fв · К_Fх. При ш_bd = 0,48, твердости НВ? 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор К_Fв = 1,12; К_Fх = 1,25. Таким образом коэффициент К_F = 1,12 · 1,25 = 1,4; Y_F — коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_х: у шестерни

;

у колеса

.

Тогда Y_F1 = 3,7; Y_F2 = 3,6.

Расчет допускаемого напряжения.

.

— коэффициент безопасности, где, (для поковок и штамповок). Следовательно

Допускаемые напряжения:

а) для шестерни

;

б) для колеса .

Находим отношения :

а) для шестерни ;

б) для колеса .

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_в и K_Fб:

;

.

Для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-й степени точности n=8.

3.11 Поверка прочности зуба колеса.

;

.

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Крутящие моменты в поперечных сечениях: ведущего (червяка): Т₁=37•10³ Нмм; ведомого (вал червячного колеса): Т₂=462,5•10³ Нмм.

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [_k] =25 МПа.

.

Принимаем 38 мм.

Диаметры подшипниковых шеек

d_п1=d_в1+2t, где t=2,2 мм.

d_п1=38+22,2=42,4 мм.

Принимаем d_п1=40 мм.

Параметры нарезанной части:

d₁=78,75 (мм) — делительный диаметр червяка;

d_a1=91,35 (мм) — диаметр вершин витков червяка;

d_f1=63,63 (мм) — диаметр впадин витков червяка;

Длина нарезной части червяка b₁=132,1 мм.

Для выхода режущего инструмента при нарезке витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше d_f1.

Расстояние между опорами червяка примем l₁d_aM2=334мм.

Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f₁=90 мм.

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца

.

Принимаем 50 мм.

Диаметры подшипниковых шеек d_п2=50+5=55 мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса d_к2=55+5=60 мм.

Диаметр ступицы червячного колеса

.

Принимаем .

Длина ступицы червячного колеса

.

Принимаем .

Вал звездочки.

Диаметр выходного конца

.

Принимаем 65 мм.

Диаметры подшипниковых шеек d_п3=65+5=70 мм, диаметр вала в месте посадки звездочки d_к3=70+5=75 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0,04а + 2 = 0,04 · 200 + 2 = 10 мм,

принимаем б = 10 мм;

д1 = 0,032а + 2 = 0,032 · 200 + 2 = 8,4 мм,

принимаем д1 = 10 мм. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и корпуса крышки

b=b₁ = 1,5д = 1,5 · 10= 15 мм,

нижнего пояса корпуса р₁ = 1,5б = 1,5 · 10= 15 мм,

принимаем р1 = 15 мм.

Р₂= (2,25ч2,75) д== (2,25ч2,75) 10=22,5ч27,5 мм

принимаем р₂=25 мм.

Диаметры болтов:

фундаментальных:

d1 = (0,03 ч 0,036) а + 12 = (0,03 ч 0,036) 200 + 12 = 18ч19,2 мм

принимаем болты с резьбой М 20

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2 = (0,7 — 0,75) d1 = (0,7 ч 0,75) · 20 = 14ч15 мм;

принимаем болты со стандартной резьбой М 14.

соединяющих крышку с корпусом

d3 = (0,5 — 0,6) d1 = (0,5 — 0,6) · 20 = 10 — 12 мм;

принимаем болты с резьбой М 12.

6. Первый этап компоновки редуктора

Рисунок 6.1 — Первый этап компоновки редуктора

Данный этап выполняется для того, чтобы можно было снимать и корректировать размеры при дальнейшем расчете.

7. Проверка долговечности подшипников

Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке,

F_t2=F_a1=2T₂/d₂=2 462 500/315=2936,5 (Н).

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе,

F_t1=F_a2=2T₁/d₁=237 000/78,75=939,7 (H).

Радиальные силы на колесе и червяке

F_r1=F_r2=F_t2tg20=2936,50,36=1068,8 (Н).

Расстояние между опорами l_aM2=334 мм

Рисунок 7.1 — Силы, действующие в зацеплении

Входной вал

XZ:

Rx₁=Rx₂=Ft₁/2=939,7/2=469,9H

YZ:

Ry₁Чl₁-Fr₁Ч (l₁/2) +Fa₁Ч (d₁/2) =0

Ry₁= ((Fr₁Чl₁/2) — (Fa₁Чd₁/2)) /l₁= ((1068,8Ч334/2) — (2936,5Ч78,75/2))

/334=188,2H

Ry₂Чl₁+Fr₁Ч (l₁/2) +Fa₁Ч (d₁/2) =0

Ry₂= ((Fr₁Чl₁/2) + (Fa₁Чd₁/2)) /l₁= ((1068,8Ч334/2) + (2936,5Ч

Ч78,75/2)) /334=880,6 H

Проверка:

Ry₁+Ry₂-Fr₁=188,2+880,6−1068,8=0

Суммарные реакции:

P₁===506,2 H

P₂===998,1 H

MX:

Mx₁=0

Mx₂=-l₁ЧRy₂=-167Ч880,6=-147 060,2 HЧмм

Mx₃=-l₁ЧRy₂+Fa₁Чd₁/2=-167Ч880,6+2936,5Ч78,75/2=-31 435,5 НЧмм

Mx₄=0

MY:

My₁=0

My₂=My₃=Rx₁Чl₁=469,9Ч167=78 473,3 НЧмм

My₄=0

T:

T=T₂=Ft₁Чd₁/2=939,7Ч78,75/2=37 000 HЧмм

Рисунок 7.2 — Расчетная схема вала червяка

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников:

S₁=eP_r1=506,20,68=344,2 (H); S₂=eP_r2=998,10,68=678,7 (H),

где для подшипников шариковых радиально-упорных коэффициент осевого нагружения e=0,68.

В нашем случае

S₁S₂; P_a1=F_aS₂-S₁;

тогда P_a1=S₁=344,2 (H); P_a2=S₁+F_a1=344,2+2936,5=3280,7 (H).

Рассмотрим первый подшипник:

P_a1/ P_r1=268,4/394,7=0,68 = e; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

P_э1= P_r1VK_бК_Т=506,21,3=658,1 (Н),

где по [1, табл.9.19] для приводов цепных конвейеров К_б=1,3. Коэффициенты V=1 и К_т=1.

Долговечность определяем по более нагруженному второму подшипнику.

Рассмотрим второй подшипник.

Отношение P_a2/ P_r2=3280,7/998,1=3,29е, поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой.

Определяем эквивалентную нагрузку:

(Н), где и .

Расчетная долговечность, млн. об.:

Расчетная долговечность:

Принимаем подшипник радиально упорный однорядный средней узкой серии 46 308 ГОСТ 831–75

Выходной вал:

XZ:

Ft₂Ч (l₂/2) — Rz₄Чl₂-Fr₅Ч (l₂+l₃) =0

Rz₃Чl₂-Ft₂Ч (l₂/2) — Fr₅Чl₃=0

Rz₄= (Ft₂Ч (l₂/2) — Fr₅Ч (l₂+l₃)) /l₂= (2936,5Ч (120/2) — 1558,8Ч (120+67))

/120=

=-1040H

Rz₃= (Ft₂Ч (l₂/2) +Fr₅Чl₃) /l₂= (2936,5Ч (120/2) +1558,8Ч67) /120=2417,7H

Проверка

Rz₃+Rz₄+Fr₅-Ft₂=2417,7−1040+1558,8−2936,5=0

YX:

Ry₃Чl₂+Fr₂Ч (l₂/2) — Fa₂Ч (d₂/2) +Ft₅Чl₃=0

Ry₄Чl₂-Fr₂Ч (l₂/2) — Fa₂Ч (d₂/2) +Ft₅Ч (l₂+l₃) =0

Ry₄= (-Fr₂Ч (l₂/2) — Fa₂Ч (d₂/2) +Ft₅Ч (l₂+l₃)) /l₂= (-1068,8Ч (120/2) ;

939,7Ч (315/2) +4282,4Ч (120+67)) /120=4905,7H

Ry₃= (-Fr₂Ч (l₂/2) +Fa₂Ч (d₂/2) — Ft₅Чl₃) /l₂= (-1068,8Ч (120/2) +939,7Ч

(315/2) ;

4282,4Ч67) /120=-1692,1H

Проверка

Ry₃-Fr₂-Ry₄+F_t5=1692−1068,8−4905,7+4282,4=0

MZ:

Mz₁=0

Mz₂=-Ry₃Чl₂/2=1692,1Ч120/2=101 526

Mz₃=-Ry₃Чl₂/2+Fa₂Чd₂/2=1692,1Ч120/2+939,7Ч315/2=249 528,8

Mz₄=Mz₅=Ft₅Чl₃=4282,4Ч67=286 928,8

Mz₆=0

MY:

My₁=0

My₂=My₃=Rz₃Чl₂/2=2417,7Ч120/2=145 062

My₄=My₅=Rz₃Чl₂-Ft₂Ч (l₂/2) =2417,7Ч120−2936,5Ч (120/2) =113 934

My₆=0

T:

T=T₂=Ft₂Чd₂/2=2936,5Ч315/2=462 498,8

Рисунок 7.3 — Расчетная схема вала червячного колеса

Суммарные реакции:

P₃===2951 H

P₄===5014,7 H

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

S₃=0.83eP_r3=0.83•29 510,41=1004,2 (H);

S₄=0.83eP_r4=0.83•5014.70,41=1706,5 (H),

где для подшипников роликовых коэффициент осевого нагружения e=0,41. В нашем случае

S₃S₄; P_a3=F_a2S₄-S₃;

тогда P_a3=S₃=1004,2 (H); P_a4=S₃+F_a2=1004,2+939,7=1943,9 (H).

Рассмотрим третий подшипник:

P_a3/ P_r3=1004,2/2951=0,34 < e; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

P_э3= P_r3VK_бК_Т=29 511,3=3836,3 (Н),

где по [1 табл.9.19] для приводов цепных конвейеров К_б=1,3. Коэффициенты V=1 и К_т=1. Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику. Рассмотрим четвертый подшипник.

Отношение

P_a4/P_r4=1943,9/5014,7=0,39<�е, осевую нагрузку не учитываем.

Определяем эквивалентную нагрузку:

P_э4= P_r4VK_бК_Т=5014,71,3=6519,1 (Н),

где по [1, табл.9.19] для приводов цепных конвейеров К_б=1,3. Коэффициенты V=1 и К_т=1. Расчетная долговечность, млн. об.:

Расчетная долговечность:

Принимаем роликоподшипник конический однорядный 7211 ГОСТ 333–79 легкой серии.

Расчет вала привода

ZX:

Fr₅Чl₄+Ft_звЧ (l₅/2) — Rz₆Чl₅=0

Fr₅Ч (l₄+l₅) +Rz₅Чl₅-Ft_звЧ (l₅/2) =0

Rz₅= (Fr₅Ч (l₄+l₅) +Ft_звЧ (l₅/2)) /l₅= (1558,8Ч (65+100) +6000Ч (100/2))

/100=5572,02Н

Rz₆= (-Fr₅Чl₄+Ft_звЧ (l₅/2)) /l₅= (-1558.8Ч65+6000Ч (100/2)) /100=1986,78H

Проверка

Fr₅+Rz₅-Ft_зв+Rz₆=-1558,8+5572,02−6000+1986,78=0

YX:

Ft₅Чl₄-Ry₆Чl₅=0

Ft₅Ч (l₄+l₅) +Ry₅Чl₅=0

Ry₅= (-Ft₅Ч (l₄+l₅)) /l₅= (-4282,4Ч (65+100)) /100=-7065,96H

Ry₆= (Ft₅Чl₄) /l₅= (4282,4Ч65) /100=2783,5Н

Проверка

Ft₅+Ry₅+Ry₆=4282,4−7065,9+2783,6=0

My:

My₁=0

My₂=My₃=-Fr₅Чl₄=-1588,8Ч65=-10 327,2

My₄=My₅=-Fr₅Ч (l₄+l₅/2) +Rz₅Ч (l₅/2) =-1588,8Ч (65+100/2) +

+5572,02Ч (100/2) =95 889

My₆=0

MZ:

Mz₁=0

Mz₂=Mz₃=Ft₅Чl₄=4282,4Ч65=2 783 456

Mz₄=Mz₅=Ft₅Ч (l₄+l₅/2) +Ry₅Ч (l₅/2) =4282,4Ч (65+100/2) — 7065,96Ч

Ч (100/2) =139 178

Mz₆=0

Рисунок 7.4 — Расчетная схема вала звездочки

Суммарные реакции:

P₅===8998,62 H

P₆===3419,87 H

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников:

S₅=eP_r5=8998,620,68=6119,1 (H); S₆=eP_r6=3419,870,68=2325,51 (H),

где для подшипников шариковых радиально-упорных коэффициент осевого нагружения e=0,68. В нашем случае S₅>S₆; тогда

P_a5=S₅=6119,1 (H); P_a6=S₆+F_a6=2325,51+0=2325,51 (H).

Рассмотрим пятый подшипник:

P_a5/ P_r5=6119,1/8998,62=0,68=e; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

P_э5= P_r5VK_бК_Т=8998,621,3=11 698,2 (Н),

где по [1, табл.9.19] для приводов цепных конвейеров К_б=1,3. Коэффициенты V=1 и К_т=1. Долговечность определяем по более нагруженному пятому подшипнику. Расчетная долговечность, млн. об.:

Расчетная долговечность:

Принимаем подшипник радиально упорный однорядный легкой узкой серии 36 214 ГОСТ 831–75

Принимаем следующие конструкции валов:

Рисунок 7.5 — Конструкции валов привода

8. Уточненный расчет валов

Входной вал:

Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость).

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка

Стрела прогиба

.

Допускаемый прогиб

.

Таким образом, жесткость обеспечена, так как

По табл.3.3 (Сталь 40Х) среднее значение .

Крутящий момент Т=37•10³ Н•мм.

Момент сопротивления кручению (d=38 мм, b=10 мм, t=5 мм)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

.

М=2,5Чl/2=2,5••50/2=12 022Н•мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

По табл.8.5 и 8.8 определяем коэффициенты:; ;; ;;. Определим коэффициенты запаса прочности:

;

.

Общий коэффициент запаса прочности:

; .

Условие выполнено.

Выходной вал

По табл.3.3 (Сталь 40Х) среднее значение .

Крутящий момент Т=462,5•10³ Н•мм.

Момент сопротивления кручению (d=50 мм, b=14 мм, t=6 мм)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

.

М=2,5Чl/2=2,5••80/2=88 410Н•мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

По табл.8.5 и 8.8 определяем коэффициенты:; ;; ;; .

Определим коэффициенты запаса прочности:

;

.

Общий коэффициент запаса прочности:

; .

Условие выполнено.

Вал звездочки

По табл.3.3 (Сталь 40Х) среднее значение .

Крутящий момент Т=1230,25•10³ Н•мм.

Момент сопротивления кручению (d=75 мм, b=20 мм, t=7,5 мм)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

.

М=2,5Чl/2=2,5••70/2=97 052Н•мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

По табл.8.5 и 8.8 определяем коэффициенты:; ;; ;; .

Определим коэффициенты запаса прочности:

; .

Общий коэффициент запаса прочности:

; .

Условие выполнено.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от вала электродвигателя к валу червяка.

Диаметр вала. Сечение и длина шпонки, глубина паза. Момент .

Напряжение смятия

.

Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от червячного колеса к валу червячного колеса.

Диаметр вала. Сечение и длина шпонки, глубина паза. Момент .

Напряжение смятия

.

Условия удовлетворены

Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от вала червячного колеса к шестерне.

Диаметр вала. Сечение и длина шпонки, глубина паза. Момент .

Напряжение смятия

.

Условия удовлетворены

Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от зубчатого колеса к валу звездочки.

Диаметр вала. Сечение и длина шпонки, глубина паза. Момент .

Напряжение смятия

.

Условия удовлетворены

Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от вала звездочки к звездочке.

Диаметр вала. Сечение и длина шпонки, глубина паза. Момент .

Напряжение смятия

.

Условия удовлетворены

10. Подбор муфты

Для заданного привода принимаю муфту упругую втулочно пальцевую по ГОСТ 21 424–75, так как диаметр заданной муфты отвечает диаметру выходного вала червяка:

Рисунок 10.1 — Эскиз принятой муфты

Поскольку данная муфта была принята из условия монтажа, а диаметр выходного конца вала значительно увеличен, то проверка ее на прочность не требуется (Т_муфти=250Н•м, при n_муфти=3800 об/мин; Т₁=37Н•м при n₁=1455 об/мин)

11. Посадки основных деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10.13.

Посадка червячного колеса на вал: Н7/r6.

Посадка муфти: Н7/к6.

Посадка зубчатого колеса на вал: Н7/р6.

Посадка звездочки привода: H7/js6.

Шейки валов под подшипники выполнить с полем допуска вала к6.

Поля допусков отверстий под наружные кольца по Н7.

12. Выбор сорта масла

Устанавливаем вязкость масла согласно таблице 10.9. Для червячной передачи с контактным напряжением =143,81 МПа, и скоростью скольжения v_s=6,23 м/с, согласно таблице 10.10, оптимальным является авиационное масло МС-14 с вязкостью 14•10^-6 м²/с.

13. 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 быстроходный вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80−100°С;

на тихоходный вал закладывают шпонку и напрессовывают червячное колесо до упора в бурт вала; затем надевают регулировочное кольцо и насаживают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.

В крышку корпуса вставляют прокладку.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, предварительно надев манжеты, уплотнительные кольца и сквозные крышки подшипников на ведущий и тихоходный валы.

Надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью четырех цилиндрических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

На конец ведущего и ведомого валов в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают и закрепляют шестерню на ведомом волу и муфту на ведущем валу.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло до установленного уровня, завинчивают болтами крышку с пробкой отдушиной и уплотнительным кольцом.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

1. Чернавский С. А., Боков К. Н. Курсовое проектирование деталей машин; Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов.2-е изд., перераб. и доп. — М.; Машиностроение, 1987. — 416 с.; ил.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин; Учебное пособие для вузов. — 4-е изд., перераб. и доп. — М.; Высшая школа, 1985. — 416 с.; ил.

3. Шейнблит А. Е., курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Издание 2-е, перераб. и дополн. — Калининград: Янтар. сказ, 2002. — 454 с.: ил., черт. — Б. ц.

4. Приводы машин: Атлас конструкций: В 5 ч. Ч.1. Редукторы и мотор-редукторы. Конструкция, параметры и основы конструирования: Учебное пособие/ П. Н. Учаев, А. В. Васильев, Е. Д. Роговой и др.; Под общей редакцией П. Н. Учаева. — К.; Выща школа, 2001. — 455 с.; ил.