Расчет привода

1. Кинематический расчет привода

Исходные данные:

— тяговое усилие цепи конвейера, ;

— скорость движения цепи, ;

— число зубьев звездочки, .

Мощность на выходе

.

Общий КПД привода

значения, ,, принимаем по таблице 1.1 [1],

где — КПД муфты, ;

— КПД ременной передачи, ;

— КПД зацепления, ;

— КПД опор, ,

откуда

.

Требуемая мощность электродвигателя

.

Частота вращения приводного (выходного) вала

.

Ориентировочные значения частоты вращения двигателя.

где — передаточное число редуктора, ;

— передаточное число ременной передачи, ,

откуда

.

Подбор электродвигателя.

По найденным значениям и выбираем двигатель.

Электродвигатель 4А132S6/965:

.

Передаточные числа ступеней привода.

Общее передаточное число привода Передаточное число ременной передачи Примем ,

тогда Передаточные числа входных и выходных ступеней редуктора

где — передаточное отношение быстроходной ступени редуктора,

— передаточное отношение тихоходной ступени редуктора,

— табл. 1.3. [1];

;

;

Принимаем стандартные значения:

; .

Тогда

; .

Определение частоты вращения валов привода.

Вал двигателя.

.

Входной вал.

.

Промежуточный вал.

Выходной вал.

.

Крутящие моменты на валах привода.

Вал двигателя.

.

Входной вал.

.

Промежуточный вал.

Выходной вал.

Исходные данные для расчета ременной передачи для расчета быстроходной ступени для расчета тихоходной ступени

2. Расчет редуктора

Расчет тихоходной ступени — прямозубой передачи.

Продолжительность работы деталей привода:

Выбор материалов.

Выбираем для изготовления колес и шестерен материал со средними механическими требованиями — сталь 40Х.

Твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса назначаем различной. Назначаем термообработку: -для колеса улучшение 230НВ,, , -для шестерни — улучшение 240НВ,, .

Допускаемые контактные напряжения.

Предел выносливости для шестерни

;

для колеса

;

Коэффициент безопасности в зависимости от термообработки для данного материала .

Принимаем для всех колес передачи т.к. срок службы равен 9 лет. .

Допускаемые контактные напряжения — для шестерни

.

колеса:

.

Для прямозубой передачи допускаемое контактное напряжение для расчетов равно:

Допускаемых напряжений изгиба.

Для колеса

;

для шестерни

;

Принимаем для всех колес передачи, т.к. срок службы равен 9 лет.. Коэффициент безопасности при изгибе определяем в зависимости от вида термообработки и выбранного материала

.

Допускаемые напряжения изгиба — для колеса

;

для шестерни

;

Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке.

Предельные контактные напряжения

— для колеса

;

— для шестерни

.

Предельные напряжения изгиба — для шестерни

;

— для колеса

;

Расчет передачи По рекомендации принимаем При этом по формуле по графику на рисунке 8.15 находим

.

Межосевое расстояние находим Находим модуль Назначаем стандартное значение модуля .

Число зубьев шестерни принимаем

число зубьев колеса принимаем .

Делительные диаметры шестерни и колеса

;

.

Окружная скорость

.

По таблице 8.2 назначаем 9-ю степень точности.

По таблице 8.3 .

Ранее было найдено .

Коэффициент торцового перекрытия

;

— находится в рекомендуемых пределах.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий — для прямозубой передачи

;

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления

;

Рабочие контактные напряжения Изменяем ширину колес Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

где

— допускаемое контактное напряжение изгиба.

По графику на рисунке 8.20 при Х=0 находим:

— для шестерни при ;

— для колеса при .

Расчет выполняем по тому колесу пары, у которого меньше .

В нашем случае ;

.

Расчет выполняем по колесу.

По графику на рисунке 8.15 .

По таблице 8,3 .

Далее

.

Находим

.

.

Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку.

По формуле

где

и — соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев;

— предельно допускаемое напряжение.

Получаем

.

По формуле

где

и — напряжение и момент при расчете на усталость;

— предельно допускаемое напряжение.

Получаем

.

Условие прочности соблюдается.

Расчет входной ступени косозубой передачи.

Исходные данные для расчета:

Выбор материала.

Выбираем для изготовления колес и шестерен материал со средними механическими требованиями — сталь 40Х.

Твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса назначаем различной. Назначаем термообработку: — для колеса — улучшение 230НВ,, , — для шестерни — улучшение 280НВ,,. При этом обеспечивается приработка зубьев обеих ступеней.

Определяем допускаемые напряжения.

Допускаемые контактные напряжения.

где — предел выносливости по контактным напряжениям;

— коэффициент безопасности в зависимости от термообработки для данного материала.

— коэффициент долговечности для контактных напряжений, .

Принимаем, т.к. срок службы передачи составляет 6 лет.

Предел выносливости для колеса

;

для шестерни

;

Коэффициент безопасности в зависимости от термообработки для данного материала: .

Допускаемые контактные напряжения для шестерни

.

колеса:

.

Допускаемое контактное напряжение для расчетов равно Допускаемых напряжений изгиба.

где — предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;

— коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

— при односторонней нагрузке.

— коэффициент долговечности для изгибных напряжений, ,

— коэффициент безопасности по напряжениям изгиба в зависимости от термообработки для данного материала.

Принимаем для всех колес передачи .

Коэффициент безопасности при изгибе определяем по таблице 8.9 в зависимости от вида термообработки и выбранного материала .

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба:

для колеса

;

для шестерни

.

Допускаемые напряжения изгиба — для колеса

;

для шестерни

.

Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке.

Предельные контактные напряжения определяем по таблице 8.9

— для колеса

;

для шестерни

.

Предельные напряжения изгиба

— для колеса

;

— для шестерни Расчет передачи.

По рекомендации принимаем При этом по формуле и по графику на рисунке 8.15 находим

.

Межосевое расстояние для косозубой передачи Округляя по ряду Ra 40 до ,

ширина колеса Или .

Модуль зубчатых колес

.

По таблице 8.1 и рекомендациям назначаем .

Принимаем угол наклона зубьев Суммарное число зубьев:

Принимаем

Действительное значение угла наклона зубьев Угол находится в рекомендуемых пределах .

Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни:

Принимаем

Число зубьев колеса:

Геометрические размеры колес Делительные диаметры:

шестерни:

;

колеса:

.

Диаметры окружностей вершин зубьев:

шестерни:

;

колеса:

Окружная скорость

.

По таблице 8.2 назначаем 8-ю степень точности.

По таблице 8.3 ;

По графику на рисунке 8.14 .

По таблице 8.7 .

Коэффициент торцового перекрытия

;

— находится в рекомендуемых пределах.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий — для прямозубой передачи

;

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления

;

Удельная окружная сила

.

Контактные напряжения Пересчитываем ширину зубчатого венца Принимаем

Контактные напряжения Условие прочности выполняется.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

где

— допускаемое изгибное напряжение.

По графику на рисунке 8.20 при Х=0 находим:

для шестерни при ;

для колеса при .

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше .

В нашем случае ;

.

Расчет выполняем по колесу.

По графику на рисунке 8.15 .

По таблице 8.3 .

Удельная окружная сила

.

Вспомогательный коэффициент Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Коэффициент, учитывающий наклон зуба

;

Проверка по условию прочности на изгиб

.

Условие прочности выполняется.

Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку.

По формуле

где

и — соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев;

— предельно допускаемое напряжение.

Получаем

.

По формуле

где

и — напряжение и момент при расчете на усталость;

— предельное допускаемое напряжение.

Получаем

.

Условия прочности соблюдается.

Окружная сила Осевая сила Радиальная сила Проектный расчет валов.

Входной вал.

Определяем диаметр вала в опасном сечении при пониженных допускаемых напряжений кручения:

где

— крутящий момент на валу, .

Принимаем диаметр выходного конца вала для ведомого шкива ременной передачи:

, .

Рис. 1

привод вал электродвигатель передача Диаметр вала под подшипниками Диаметр вала под уплотнителями Диаметр буртика вала около подшипника Выбираем предварительно подшипник № 36 207,, ,, .

Промежуточный вал.

Для промежуточного вала необходимо определить:

Диаметр вала под колесом мм принимаем диаметр под колесом

принимаем диаметр под подшипниками

.

Диаметр вала под втулку Диаметр буртика вала около колеса Предварительно принимаем подшипники № 36 208,, ,, , .

Рис. 2

Выходной вал.

Принимаем диаметр вала под муфту МУВП-2000;65−1,2 ГОСТ 21 424–75.

.

Диаметр вала под подшипниками Диаметр вала под уплотнителями Диаметр буртика для подшипника, при принимаем .

Диаметр вала под колесо .

— под муфту МУВП-2000

Рис. 3

Принимаем подшипник № 214:, , .

3. Расчет клиноременной передачи

Используем данные для расчета:

Мощность ;

Частота вращения (меньшего) шкива ;

Передаточные отношения ;

Скольжение ремня .

По номограмме в зависимости от частоты вращения меньшего шкива ((или вал А)) и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня А.

2. Вращающий момент

3. Диаметр меньшего шкива по формуле:

согласно таблице 7.7 с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем .

Диаметр ведомого шкива:

Уточняем передаточное число:

Устанавливаем межосевое расстояние:

Расчетная длина ремня:

Принимаем стандартную длину ремня .

Уточняем межосевое расстояние:

Найденное межосевое расстояние удовлетворяет рекомендациям методики расчета:

Угол обхвата ремнем малого шкива:

.

Это также удовлетворяет требованию по минимальному углу обхвата .

Скорость ремня:

Мощность, которого может передать один ремень U=1 для скорости, равна 1,52кВт.

Мощность, которую может передать один ремень в заданных условия:

Принимаем число ремней z=4, тогда, а Окончательно z=2.

Сила предварительного натяжения одного ремня:

для сечения В,

Сила, действующая на вал:

Приняв класс точности ремней II, ресурс передачи вычисляем по формуле:

Ширину шкива для сечения, А и двух ремней определяем по формуле:

.

4. Эскизная компоновка редуктора

Чтобы поверхности вращающихся валов не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор и зазор, которые определяются по формулам:

Принимаем а=12мм

.

.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:

.

Принимаем .

На рис. 4.1. показана эскизно-компоновочная схема редуктора на основе которой установим:

1) для входного (быстроходного) вала

.

— ширина подшипника 36 207

— зазор для маслозащитного кольца, а=12мм

— ширина зубьев шестерни;

Примем а1=154мм

L1=a1+b1=48+154=202мм

Lш=44мм-ширина шкива Примем с1=62мм Рис. 4 — Эскизно — компоновочная схема редуктора

2) для выходного вала

Принимаем .

Принимаем .

Принимаем с3=94мм

3) для промежуточного вала:

При подшипнике 36 208, у которого Bn2=18мм>Bn1=17мм Принимаем .

Вычисленные размеры ai, bi, ci позволяют составить расчетные схемы нагружения валов.

5. Выбор и проверка шпонок

Шпонка на вал-шестерню (быстроходный) Для установки на входной вал (dш=32мм) шкива клиноременной передачи с длиной ступицы Lст=44мм 10×8, выберем шпонку 10×8×32 ГОСТ 23 360–78. Размеры шпонки: ширина b=10мм, высота b=6мм, t=5мм, длина l=32мм.

Материал шпонки — сталь чистотянутая с ув?600МПа.

Проверим выбранную шпонку по напряжениям смятия:

;

для стальных ступиц [усм]=100МПа где lp=l-b=32−10=22ммрасчетная длина шпонки При T1=54,7Нм Шпонка для промежуточного вала.

При dв=dк2=42мм шпонка bxh=12×8мм, t=5мм. Ширина зубчатого колеса bw2=42мм. Примем Lшп=32мм, тогда Lраб=Lшп-b=32−12=20мм.

При Т2=262,3Нм Условие прочности не обеспечивается.

Определим тогда Lш=Lр+b=41,6+12=53,6 мм.

Учитывая принятое заниженное значение [усм]=100МПа примем Lш=50мм, тогда Lстк=60мм.

Шпонки для выходного (тихоходного) вала редуктора.

1) Шпонка под муфту.

Dм=65мм, сечение шпонки 20×12мм, t=7,5 мм.

При Т3=1133,2Нм рабочая длина шпонки

тогда Lш=Lр+b=77,48+20=97,48 мм При Lм=105мм принимаем стандартное значение Lш=100мм

2) Шпонка под колесо.

При dk=78мм, шпонка bxh=22×14мм, t=9мм.

При Т3=1133,2Нм рабочая длина шпонки Длина шпонки Lш=lp+b=80,11 мм.

Принимаем Lш=80мм и Lстк=90мм

6. Проверочные расчеты валов

Определение реакций опор для быстроходного вала.

Расчетная схема нагружения вала показана на рис. 5.

Рис. 5 — Расчетная схема нагружения быстроходного вала Исходные данные: крутящий момент Tб=54,7 Н· м, nб=n1=482,5об/мин. Материал вала-сталь улучшенная.

ув= 750Мпа, уТ=450Мпа, dшк=32ммпосадочный диаметр вала подшипников ременной передачи, dп=35ммдиаметр вала под подшипник, dбп=40мм, t=(dбп-dn1)/2=2,5 мм, d1=42,99 мм. Силы в зацеплении Ft1=2545H, FM=948H, Fa1=557H, Fp. n=731H.

Определение реакций опор

1) В плоскости YAZ (вертикальной) Проверка:

Fr=948H=RBY+RAY=663,46+284,54=948H

Реакции опор в плоскости XAZ (горизонтальной) Проверка:

RВX+RAX=948,88+829,12=1814Н=Ft1-Fp.n=2545−731=1814H

Суммарные радиальные реакции опор:

Rmax=RB=1188H

Осевая реакция RAZ=FA=557H

Определение реакций опор для промежуточного вала Исходные данные: Ft2=2545H, Fr2=948H, Fa2=557H, Ft3, t4=65.58H? da2=217.01мм, Fr3, r4=2387H.

Расчетная схема приведена на рис. 6.

Рис. 6 — Схема нагружения промежуточного вала

1) Реакции опор в плоскости YAZ (вертикальной) Реакции опор в плоскости XAZ (горизонтальной) Проверка:

RВX+RAX=4256,68+4846,32=9103Н=Ft2+Ft3=2545+6558=9103H

Суммарные радиальные реакции опор:

Осевая реакция RAZ=FA=557H

Проверочные расчеты для выходного вала.

Определение реакций опор.

Расчетная схема нагружения приведена на рис. 7.

Рис. 7 — Схема нагружения выходного вала Нагрузки: крутящий момент T3=1133,2 Н· м, усилия на зубчатым колесе, — нагрузка от муфты.

Реакции опор в плоскости YAZ (вертикальной) Реакции опор в плоскости XAZ (горизонтальной) Проверка:

RВX-RАX=8054,1−6196,1=1858Н=FM-Ft=8416−6558=1858H

Суммарные радиальные реакции опор:

Rmax=RB=8198H

Расчет вала на сложное сопротивление учитывает совместное действие деформаций изгиба и кручения.

1) Определим изгибающие моменты на участках вала а) в плоскости YAZ

В сечении «С» вала My1=RAYa3=RBYb3=1530*74=113 220Нмм б) в плоскости XAZ

в)Суммарный изгибающий момент Эпюры изгибающих моментов показаны на рис. 6.3. В местах, где M? max, сечения вала считаются основными.

Приведенные (эквивалентные) моменты Проверка прочности вала в опасных сечениях а) по месту установки подшипника в опоре «В»

В опоре «В» dв=dп=70мм Условие прочности при dв=70мм Условие прочности обеспечивается б) по месту закрепления колеса (сечение «С»)

Условие статической прочности вала выполняется.

Проверка вала на усталостную прочность.

Материал вала — Сталь 45, улучшенная, ув?700Мпа.

Пределы прочности: у-1=280МПа,

Общий расчетный коэффициент запаса усталостной прочности вала в сечениях вала:

где — запас сопротивления усталости по изгибу;

— запас сопротивления усталости по кручению.

В этих формулах и — амплитуды переменных составляющих циклов напряжений; и — постоянные (средние) составляющие.

и — пределы выносливости по нормальным и касательным напряжениям.

;

и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (при r/d=0.03 и t/r=2)

и — масштабные коэффициенты при изгибе и кручении (при dв=70мм)

1) Проверим запас усталостной прочности по месту установки подшипника в опоре «В».

 — для среднеуглеродистых сталей коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Запас усталостной прочности по касательным напряжения Суммарный коэффициент запаса Условие усталостной прочности обеспечивается.

2) Проверим запас усталостной прочности для сечения «С».

Коэффициенты: и; ,

Запас прочности по нормальным напряжениям Запас прочности по касательным напряжениям Суммарный коэффициент запаса усталостной прочности Условие обеспечения усталостной прочности в данном сечении также выполняется.

7. Проверочный расчет подшипников качения на долговечность

Для быстроходного вала.

Принят подшипник 36 207, С=30 800Н, С0=17 000Н Нагрузки: RA=877H, RB=1188H, Fa=557H, n1=483об/мин., lh=22 075час Проверим отношение: Fa/C0=557/1700=0.032

Этому отношению соответствует параметр осевой нагрузки e=0.345 и y= 1.59

Проверим отношение Fa/VFr=557/1*1188=0.468>e

Примем Fr1 = 1188Н — радиальная нагрузка; и V =1- кинематический коэффициент, вращается внутреннее кольцо подшипника;

Поэтому эквивалентная (динамическая) нагрузка

Qэкв = (0,45 Fr + Y · Fa) · Kд · KT;

где: Kд = 1,3 — коэффициент безопасности;

KT = 1,05 — температурный коэффициент;

Qэкв = (0,45*1188 + 1,59*557) · 1,3 · 1,05 = 1940 Н;

Расчетная долговечность в часах

lh =;

Подшипник 36 207 обеспечивает запланированную долговечность.

Для промежуточного вала Приняты подшипники 36 208, С=38 900Н, С0=23 200Н Нагрузки: RA=5106H, RB=4260H, Fa=557H, n2=96,5 об/мин., lh=22 075час Проверим отношение: Fa/C0=557/23 200=0,024

Этому отношению соответствует параметр осевой нагрузки e=0.32 и y= 1.7.

Проверим отношение Fa/VFr=557/1*5106=0.1

Поэтому эквивалентная (динамическая) нагрузка

Qэкв = VFr · Kд · KT;

где: Kд = 1,3 — коэффициент безопасности;

KT = 1,05 — температурный коэффициент;

Qэкв = 1*5106· 1,3 · 1,05 = 5970 Н;

Расчетная долговечность в часах

lh =;

Подшипник 36 208 обеспечивает запланированную долговечность.

Для тихоходного вала.

Приняты подшипники 214, С=61 800Н, С0=37 500Н Нагрузки: RA=6255H, RB=8198H, Fa=0H, n3=96,5 об/мин., lh=22 075час Проверим отношение Fa/VFr=557/1*5106=0.1

Поэтому эквивалентная (динамическая) нагрузка

Qэкв = VFr · Kд · KT;

где: Kд = 1,3 — коэффициент безопасности;

KT = 1,05 — температурный коэффициент;

Qэкв = 1*8198· 1,3 · 1,05 = 11 190 Н;

Расчетная долговечность в часах

lh =;

Подшипник 214 обеспечивает запланированную долговечность.

8. Проектирование приводного вала цепного конвейера

Исходные данные: T4=Tприв.=648Нм, n4=54 об/мин. Шаг тяговой цепи t=100 мм, шаг зубьев z=10, количество звездочек 2.

1) Потребный диаметр вала

Тприв.=648Нм. Принимаем для расчета [фкр]=18МПа; dbmin=55 мм для стандартной муфты МУВП-1000−55

2) Принимаем конструктивно другие размеры вала

dп4=60мм, dбп=66мм, dбзв=75мм, l=105ммданные размеры соответствуют размерам тихоходного вала. Эскиз приводного вала показан на рис. 8.

Рис. 8 — Эскиз конструкции приводного вала Подшипник принимаем двухрядный шариковый сферический 1212, имеющий dxDxB=60×110×22, r=2.5мм, С=30 200Н, С0=15 500Н.

3) Конструктивные размеры звезды.

Делительный диаметр

Диаметр окружности выступов Диаметр ступицы звезды dст=1,5 dв=105мм Длина ступицы lст=90 мм

4) Длина шпонки для закрепления тяговой звезды.

Для dв=70мм сечение шпонки Bxh=20×12, t=7.5мм.

Для шпонки установим из условия прочности ее на смятие.

Lш=lp+b=20.571+20=40.571мм. Принимаем стандартное значение lшп=45мм.

Уточняем длину ступицы тяговой звезды lcn=65мм

5) Параметры тяговой цепи.

По ГОСТ 588–81 принимаем цепь М80 с разрушающей нагрузкой Fраз=80 000Н, шаг t=100мм, ширина цепи BH=62мм, dp=25мм, ширина пластин h=35мм

6) Ширину зубьев звездочки принимаем Bзв=23мм

7) Проверочный расчет вала а) составление расчетной схемы.

Известные параметры: T4=Tприв.=648Нм, n4=54 об/мин, FM=6364Н, материалсталь 45, улучшенная, ув =700Мпа, у-1=280МПа, ф-1=140Мпа, [уиз]=80МПа Составим расчетную схему вала, сто показано на рис. 8.2.

Расстояние между звездами примем В=400мм, lм=105мм Рис. 9 — Расчетная схема нагружения На схеме нагружения вала К1=30…40мм К2=40…60мм-конструктивные размеры, включающие размеры ширины крышки и подшипника в месте с выступающими винтами для ее закрепления на корпусе опоры, а также зазор для удобства выполнения разборки.

К1=40мм, К2=52мм Имеем размеры a=c=98мм, b=450мм, d=108мм б) Определим реакции опор Проверка: RBX-RAX=5509.52−3145.52=2364H=FM-F=2364H

в) Изгибающие моменты.

Мх1=6364*108=687 312Нмм

Mx2=3146*100=314 600Нмм г) Приведенный изгибающий момент (наибольший) МпривМАХ=

д) Проверка сечения вала в опоре «В» на сложное сопротивление.

Условие статической прочности обеспечивается.

8) Проверка подшипника качения на долговечность.

Эквивалентная нагрузка

Qэкв = VFr · Kд · KT=5510*1*1,3*1,05=7521Н;

Долговечность в часах

lh =;

Принятый подшипник 1212 обеспечивает запланированную долговечность.

9. Расчет элементов корпуса

Корпус литой из серого чугуна. Толщина стенок корпуса и крышки д =

при Tmax=T3=1133.2Нм д =.

Принимаем д =7мм и д1= 6 мм Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора b, мм:

b = 1.5. д=12мм;

b1= 1.5. д =10 мм;

Ширина верхнего пояса:

k=2.7dкр=2,7*12=32,4 мм

.

Принимаем (М12) к=32мм.

Ширина нижнего пояса корпуса (по фундаменту) Кф=2,7dф=2,7*16=43,2 мм Принимаем болты резьбой М16 в количестве 4 шт. Примем Кф=42мм. Толщина фундаментальных лап .

10. Выбор муфты

Исходные данные известные из предыдущих расчетов:

— вращающий момент на валу редуктора;

n=22 об/мин — частота вращения входного вала

— диаметр консольного участка вала Для данных параметров наиболее подходящая муфта упругая втулочно-пальцевая. Размеры этой муфты возьмем по ГОСТ 21 424–75: МУВП-2000;65−1.2

Расчетный крутящий момент: D=250мм, L=218мм, l=105мм

Tp=kTH, где THноминальный делительный действующий момент

TH=T1=2000Нм, k=1.4- коэффициент динамичности

11. Смазка зубчатых колес и подшипников

В проектируемом редукторе используем смазывание зубчатых колес путем частичного погружения одного из колес пары в масло.

Выбор сорта масла зависит от контактного давления в зубьях [уН]=579,3МПа, а также от окружной скорости Vmax=0,75м/с.

По табл. определяем необходимую кинематическую вязкость масла-60*10−6м2/с, по величине которой назначаем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20 779–75.

Рекомендуемый объем масляной ванны редуктора принимают из расчета 0,5…0,8л масла на 1кВт передаваемой мощности. При Р=3кВт V=2лит.

Смазка подшипников качения осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами.

12. Выбор посадок сопряженных деталей

Посадка зубчатых колес на вал — по ГОСТ 25 347–82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

Посадка муфты на входной вал редуктора — ,

посадка распорных колец — ,

Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 132S4, определены передаточные отношения ременной и зубчатой передач Uр = 17,13 UБ = 5,72, UТ = 3, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора nдв=1440, nвх=654,55, nпр=125,87, nвых=41,96, Тдв=43,74 Н•м, Твх=92,37 Н•м, Тпр=466 Н•м, Твых=1356,24 Н•м.

Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи 2500 ч.

Используя недорогие, но достаточно прочные стали 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.

Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора, с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность 33 999,94 ч.

Для соединения редуктора с приёмным валом машины из стандартов выбрана муфта, и её отдельные элементы проверены на прочность.

Расчетным путём определена марка масла И-40A для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень масла 2,5 литра.

По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей.

Библиография

1. Иванов М. Н. «Детали машин» — М.: Высшая школа, 1984.-336с.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. «Конструирование узлов и деталей машин», М.: Высшая школа, 1985, — 416 с.

3. Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. — М.: Машиностроение, 1988.

4. Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин. — Тула: Тульский государственный университет, 2002.

5. Решетов Д. Н. «Детали машин» — М.: Машиностроение, 1974.

6. Анурьев В. И. «Справочник конструктора-машиностроителя» — М.: Машиностроение, 1978;559с., т. 1,2.

7. Справочник-каталог «Подшипники качения"/Под ред. В. Н. Нарышкина и Р. В. Коросташевского.-М.: Машиностроение, 1984.-280с.