7391

Приводная станция винтового конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Кинематический расчет. Выбор электродвигателя. Общий К.П.Д. привода. Из каталога выбираем наиболее близкий по требуемой мощности трёхфазный асинхронный электродвигатель...

Русский

2013-01-22

679.68 KB

16 чел.

1. Кинематический расчет.

1.1.Выбор электродвигателя.

1.1.1. Общий К.П.Д. привода — η:

Принимаем по таблице 1 КПД передач и муфт:

Таблица  1.

Передача или элемент привода

Закрытая

Цилиндрическая зубчатая передача (пц)

0,95-0,98

Подшипники качения (одна пара) (п)

0,990-0,995

Муфты (м)

0,98-0,99

Тогда общий КПД привода будет определятся зависимостью:

Требуемая мощность двигателя:

Из каталога выбираем наиболее близкий по требуемой мощности трёхфазный асинхронный электродвигатель АИР 160S8 (ТУ16-526.621-85), с синхронной частотой вращения 750 мин-1. Параметры двигателя: Рд=7,5 кВт, nд=730 мин-1.

1.2.Передаточное отношение и разбивка его по ступеням.

Общее передаточное отношение:

Разбиваем общее передаточное отношение на ступени, согласно формуле, определяющей оптимальные показатели при смазывании зубчатых колёс окунанием в масляную ванну:

Сравнив полученные значения с рекомендуемыми, окончательно принимаем:

1.3.Частоты и  угловые скорости валов:

Вал 1:   n1=nдв=730 мин-1                     ω1=(π·n1)/30=76,445 рад/с.

Вал 2:   n2=n1/uб=175 мин-1                  ω2=(π·n2)/30=18,326 рад/с.

Вал 3:   n3= n2/uт =70 мин-1                   ω3=(π·n3)/30=7,33 рад/с.

1.4.Вращающие моменты на валах:

Т1=Рдв.тр./( ω1·ηм·ηп)=6842/(76,445·0,98·0,99)=92 258 Н·мм;

Т2= Т1·uб· ηпц·ηп =92 258 ·4,17·0,97·0,99)=369 443 Н·мм;

Т3= Т2·uт· ηпц·ηп =369 443 ·2,5·0,97·0,99)=886 837 Н·мм;

1.5.Машинное время:

tм=365·t·KГ·24·KС=365·10·0,5·24·0,33=14454 ч.

2. Допускаемое напряжение зубчатых колёс.

Учитывая назначение привода, принимаем для всех шестерён хромистую сталь - сталь 40ХН; термообработка до твёрдости HB1=290... 310, принимаем HB1=300.

Для зубчатых колёс назначаем конструкционную сталь - сталь 40; термообработка до твёрдости НВ2=270...290, принимаем НВ2=280.

2.1.Допускаемое контактное напряжение.

Быстроходная ступень

а.) Шестерня:

Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле:

где σHLim1 — предел контактной выносливости, зависит от термообработки. При НВ<350:     σHLim1=2НВ1+70 МПа.

Для шестерни:

      Sн=1,1 – коэффициент безопасности для редукторов, зависит от термообработки.

      КHL – коэффициент долговечности, зависит от срока службы и режима нагрузки, при переменной нагрузки:

где    (для НВ=280…300)– базовое число циклов нагружения зуба;

– действительное число циклов нагружения шестерни:

 NН1=60∙n1c1tмKt,

где n1 – число оборотов вала шестерни,

c1= uб=4,17 – число зацепления зуба шестерни за 1 оборот колеса;

Kt – коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки.

Kt =1— нагрузка постоянная.

NН1=60∙730∙4,17∙14454=2,64∙109,

б.) Колесо:

Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле:

Для колеса:

– действительное число циклов нагружения колеса:

 NН2=60∙n2c2tмKt,

где n2 – число оборотов вала колеса,

c2= 1 – число зацепления зуба колеса за 1 оборот;

Kt – коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки.

Kt =1— нагрузка постоянная.

NН2=60∙175∙1∙14454=1,52∙108,

Расчётное допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:

 Hрб] =(0,45…0,48) ([σ H1] +[σ H2] 0,48∙(609+573)=567 МПа.

Тихоходная ступень.

а.) Шестерня:

Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле:

Для шестерни:

      Sн=1,1 – коэффициент безопасности для редукторов, зависит от термообработки.

      КHL – коэффициент долговечности, зависит от срока службы и режима нагрузки, при переменной нагрузки:

где    (для НВ=280…300)– базовое число циклов нагружения зуба;

– действительное число циклов нагружения шестерни:

 NН1=60∙n1c1tмKt,

где n1 – число оборотов вала шестерни,

c1= uб=2,5 – число зацепления зуба шестерни за 1 оборот колеса;

Kt – коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки.

Kt =1— нагрузка постоянная.

NН1=60∙175∙2,5∙14454=3,8∙108,

б.) Колесо:

Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле:

Для колеса:

– действительное число циклов нагружения колеса:

 NН2=60∙n2c2tмKt,

где n2 – число оборотов вала колеса,

c2= 1 – число зацепления зуба колеса за 1 оборот;

Kt – коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки.

Kt =1— нагрузка постоянная.

NН2=60∙70∙1∙14454=6,07∙107,

Расчётное допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:

 Hрт] =(0,45…0,48) ([σ H1] +[σ H2] 0,48∙(609+573)=567 МПа.

2.2. Допускаемое напряжение на изгиб.

Быстроходная ступень

а.) Шестерня:

Допускаемые напряжения при изгибе рассчитываем по формуле:

где σFLim1 — предел выносливости при изгибе. При НВ<350:    

σFLim1=1,8∙НВ1 МПа.

Для шестерни:

      SF=1,75 – коэффициент безопасности для редукторов, зависит от термообработки.

      КFL – коэффициент долговечности, зависит от срока службы и режима нагрузки, при переменной нагрузки:

где    (для НВ=280…300)– базовое число циклов нагружения зуба;

– действительное число циклов нагружения шестерни:

 NF1=60∙n1c1tмKt,

где n1 – число оборотов вала шестерни,

c1= uб=4,17 – число зацепления зуба шестерни за 1 оборот колеса;

Kt – коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки.

Kt =1— нагрузка постоянная.

NF1=60∙730∙4,17∙14454=2,64∙109,

б.) Колесо:

Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле:

Для колеса:  σFLim2=1,8∙НВ2 =1,8∙280=504 МПа.

– действительное число циклов нагружения колеса:

 NF2=60∙n2c2tмKt,

где n2 – число оборотов вала колеса,

c2= 1 – число зацепления зуба колеса за 1 оборот;

Kt – коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки.

Kt =1— нагрузка постоянная.

NF2=60∙175∙1∙14454=1,52∙108,

Расчётное допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:

 Fрб] =(0,45…0,48) ([σ F1] +[σ F2] 0,48∙(308.6+288)=287 МПа.

Тихоходная ступень.

а.) Шестерня:

Допускаемые напряжения при изгибе рассчитываем по формуле:

где σFLim1 — предел выносливости при изгибе. При НВ<350:    

σFLim1=1,8∙НВ1 МПа.

Для шестерни:

      SF=1,75 – коэффициент безопасности для редукторов, зависит от термообработки.

      КFL – коэффициент долговечности, зависит от срока службы и режима нагрузки, при переменной нагрузки:

где    (для НВ=280…300)– базовое число циклов нагружения зуба;

– действительное число циклов нагружения шестерни:

 NF1=60∙n1c1tмKt,

где n1 – число оборотов вала шестерни,

c1= uб=2.5 – число зацепления зуба шестерни за 1 оборот колеса;

Kt – коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки.

Kt =1— нагрузка постоянная.

NF1=60∙175∙2.5∙14454=3.8∙108,

б.) Колесо:

Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле:

Для колеса:  σFLim2=1,8∙НВ2 =1,8∙280=504 МПа.

– действительное число циклов нагружения колеса:

 NF2=60∙n2c2tмKt,

где n2 – число оборотов вала колеса,

c2= 1 – число зацепления зуба колеса за 1 оборот;

Kt – коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки.

Kt =1— нагрузка постоянная.

NF2=60∙70∙1∙14454=6.07∙107,

Расчётное допускаемое контактное напряжение тихоходной ступени:

 Fрт] =(0,45…0,48) ([σ F1] +[σ F2] 0,48∙(308.6+288)=287 МПа.

3. Проектный расчёт зубчатых передач.

3.1.Тихоходная ступень.

— Предварительное межосевое расстояние:

где =49.5— для прямозубых передач;

u2 — передаточное отношение ступени;

— крутящий момент тихоходного (третьего) вала;

коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем , так как нагрузка постоянна;

предельно допускаемое напряжение;

коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для прямозубой передачи =0,125÷0,25 . Принимаем 0,2.

— модуль зацепления и число зубов шестерни:

Принимаем предварительно число зубов шестерни z1/=20 (z1/≥17). Тогда модуль:

Принимаем стандартное значение: m=7 мм.

Уточняем число зубов шестерни:

число зубов колеса:

 фактическое передаточное число:

 расчётное межосевое расстояние:

— делительные диаметры колёс:

    а)шестерни        

    б)колеса         

— диаметры по выступам:

    а)шестерни     

    б)колеса          

—диаметры по впадинам:

    а)шестерни        

    б)колеса              

— ширина венца:

    а) колеса         

    б) шестерни    

—  усилия в зацеплении:

  а) шестерни:

Уточним момент Т2:   

— окружное усилие:

— радиальное усилие:

    где α – угол зацепления, α=20о.

— осевое усилие:  Fа1=0 (т.к. передача прямозубая)

  б) колеса:

— окружное усилие:

— радиальное усилие:

    где α – угол зацепления, α=20о.

— осевое усилие:  Fа1=0 (т.к. передача прямозубая)

— скорость

V1=V2=(ω2d2)/2=(7,33∙336)/2∙103=1,23 м/с; Принимаем 8-ой класс точности.

Проверочный расчёт.

— Расчётное контактное напряжение:

 

= 1, для прямозубых колёс;   = 1 при постоянной нагрузке;

= 1Д для прямозубых колёс при V > 5 м/с;

Т.к. расчётное напряжение он меньше допускаемого в пределах 15%, то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

— Расчётное напряжение на изгиб

а) в зубьях колеса:

где Yfs2 — коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от числа зубьев, Yfs2=3,61 (для z2=48 и Х=0); X — коэффициент смещения инструмента; КF — коэффициент нагрузки:

где — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения,  =1.2;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

= 1, для прямозубых колёс;

б) в зубьях шестерни:

где Yfs1=4.1  (для z=19 и Х=0);

Условия прочности выполнены.

3.2.Быстроходная ступень.

— Предварительное межосевое расстояние:

где =49.5— для прямозубых передач;

u1 — передаточное отношение ступени;

— крутящий момент быстроходного (второго) вала;

коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем , так как нагрузка постоянна;

предельно допускаемое напряжение;

коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для прямозубой передачи =0,125÷0,25 . Принимаем 0,2.

— модуль зацепления и число зубов шестерни:

Принимаем предварительно число зубов шестерни z1/=17 (z1/≥17). Тогда модуль:

Принимаем стандартное значение: m=4 мм.

Уточняем число зубов шестерни:

число зубов колеса:

 фактическое передаточное число:

 расчётное межосевое расстояние:

— делительные диаметры колёс:

    а)шестерни        

    б)колеса         

— диаметры по выступам:

    а)шестерни     

    б)колеса          

—диаметры по впадинам:

    а)шестерни        

    б)колеса              

— ширина венца:

    а) колеса         

    б) шестерни    

—  усилия в зацеплении:

  а) шестерни:

Уточним момент Т1:   

— окружное усилие:

— радиальное усилие:

    где α – угол зацепления, α=20о.

— осевое усилие:  Fа1=0 (т.к. передача прямозубая)

  б) колеса:

— окружное усилие:

— радиальное усилие:

    где α – угол зацепления, α=20о.

— осевое усилие:  Fа1=0 (т.к. передача прямозубая)

— скорость

V1=V2=(ω2d2)/2=(18,326∙300)/2∙103=2,75 м/с; Принимаем 8-ой класс точности.

Проверочный расчёт.

— Расчётное контактное напряжение:

 

= 1, для прямозубых колёс;   = 1 при постоянной нагрузке;

= 1Д для прямозубых колёс при V > 5 м/с;

Т.к. расчётное напряжение он меньше допускаемого в пределах 15%, то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

— Расчётное напряжение на изгиб

а) в зубьях колеса:

где Yfs2 — коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений,

зависит от числа зубьев, Yfs2=3,61 (для z2=75 и Х=0); X — коэффициент смещения инструмента; КF — коэффициент нагрузки:

где — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения,  =1.2;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

= 1, для прямозубых колёс;

б) в зубьях шестерни:

где Yfs1=4.3  (для z=18 и Х=0);

Условия прочности выполнены.

3.3. Проверка прочности зубьев при перегрузках (для обеих ступеней):

—максимальные контактные напряжения:

— максимальные напряжения изгиба:


4. Проектный расчёт валов.

Принимаем материал валов – сталь 40ХН, термообработка до НВ 300; для которой [τ]=20 МПа.

4.1. Тихоходный вал.

 

    

— Минимальный диаметр вала находим из условия прочности:

— диаметр под подшипниками:

— диаметр под колесом:

— конец вала l принимаем по ГОСТ 12080-66 —140мм, поле допуска m6.

4.2. Промежуточный вал.

— Минимальный диаметр вала:

— диаметр под подшипниками:

— диаметр под колесом:

Шестерня изготавливается заодно с валом.

4.3. Быстроходный вал.

— Минимальный диаметр вала находим из условия прочности:

— диаметр под подшипниками:

— конец вала l принимаем по ГОСТ 12080-66 —80мм, поле допуска k6. С учётом того, что вал будет соединяться муфтой с валом Э.Д.(d=48мм), то увеличим диаметр конца до 33мм. Шестерня изготавливается заодно с валом.

4.4. Предварительный выбор подшипников.

 

   Для всех валов выбираем шариковые радиальные подшипники:

Валы

Обозначение подшипников

d, мм

D, мм

B, мм

R, мм

C, кН

С0, кН

Тихоходный

213

65

120

23

2,5

56

34

Промежуточный

210

50

90

20

2,0

35.1

19.8

Быстроходный

207

35

72

17

2,0

25.5

13.7


5.  Расчёт элементов корпуса редуктора.

   При нестандартном изготовлении корпуса принимаем:

- материал корпуса – серый чугун СЧ18 ГОСТ 1412-81;

- толщина стенок:    Принимаем δ=10 мм.

- толщина крышки:  Принимаем =8 мм.

- толщина рёбер жёсткости:   

- толщина фундаментного фланца:  

-толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

- толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

- толщина нижнего пояса корпуса:

- толщина ребер основания корпуса:

- толщина ребер крышки корпуса:

Диаметры болтов:

- фундаментальных:

- у подшипников:

- крепящих  крышку:

Гнездо под подшипник:

- диаметр отверстия в гнезде принимаем равным наружному диаметру подшипника:

 Dп1=72 мм, Dп2=90 мм, Dп3=120 мм.

- диаметр гнезда: Dk=D2+2∙d5 мм., D2 – Диаметр фланца крышки подшипника, на 1, 2 и 3 валах: D1= 92 мм, D2= 110 мм, D3= 145мм.

Тогда  Dk1== 108 мм,  Dk2= 126 мм, Dk3= 165 мм.

6.  Конструктивные размеры шестерней и колес.

— Тихоходный вал. Колесо:

Диаметр ступицы:                          

длина ступицы:                                   

толщина обода:                                

толщина диска:                                   

диаметр центровой окружности      

диаметр отверстий:                          

фаска:                                                        

               

— Промежуточный вал. Шестерня:

Изготавливается заодно с валом.

фаска:                                                                        

Колесо:

Диаметр ступицы:                          

длина ступицы:                                   

толщина обода:                                

толщина диска:                                   

диаметр центровой окружности      

диаметр отверстий:                          

фаска:                                                          

             

— Быстроходный вал. Шестерня:

Изготавливается заодно с валом.

Фаска:                                                  

Все расчеты сводим в таблицу:

z

mn

b,

мм

d,

мм

da,

мм

df,

мм

dст,

мм

Lст,

мм

,

мм

С,

мм

Тихоходная

ступень

шестерня

19

7

52

133

147

115,5

-

-

-

-

колесо

48

7

47

336

350

318,5

112

100

28

14

Быстроход.

ступень

шестерня

18

4

38

72

80

62

-

-

-

-

колесо

75

4

42

308

308

290

88

75

16

12

7. Проверка долговечности подшипников.

Найдём консольные нагрузки FК :

— для быстроходного вала:  

— для тихоходного вала:      

  1.  Быстроходный вал.

Исходные данные: FT1=2520 Н; FR1=930 Н; FК1=756 Н.

- Реакции опор:

В плоскости XZ:

В плоскости YZ:

Суммарные реакции:

Дальнейший расчет ведём по более нагруженной опоре №2

- Эквивалентная нагрузка:

Так как Fa=0  ( ), тогда  

где V=1-вращается внутреннее кольцо подшипника;

коэффициент безопасности КБ=1;

температурный коэффициент КТ=1,05.

- Расчетная долговечность, млн. об.:

- Расчетная долговечность, ч.:

Полученная долговечность удовлетворяет сроку службы редуктора (14 454 ч.).

  1.  Промежуточный вал.

Исходные данные: FT1=2520Н; FR1=930Н; FК1=756 Н; FT2=5500Н; FR2=2020Н.

- Реакции опор:

В плоскости XZ:

В плоскости YZ:

Суммарные реакции:

Дальнейший расчет ведём по более нагруженной опоре №1

- Эквивалентная нагрузка:

Так как Fa=0  ( ), тогда  

где V=1-вращается внутреннее кольцо подшипника;

коэффициент безопасности КБ=1;

температурный коэффициент КТ=1,05.

- Расчетная долговечность, млн. об.:

- Расчетная долговечность, ч.:

Полученная долговечность удовлетворяет сроку службы редуктора (14 454 ч.).

  1.  Тихоходный вал.

Исходные данные: FT2=5500 Н; FR2=2020 Н; FК3=1650 Н;

- Реакции опор:

В плоскости XZ:

В плоскости YZ:

Суммарные реакции:

Дальнейший расчет ведём по более нагруженной опоре №1.

- Эквивалентная нагрузка:

Так как Fa=0  ( ), тогда  

где V=1-вращается внутреннее кольцо подшипника;

коэффициент безопасности КБ=1;

температурный коэффициент КТ=1,05.

- Расчетная долговечность, млн. об.:

- Расчетная долговечность, ч.:

Полученная долговечность удовлетворяет сроку службы редуктора (14 454 ч.).

8.Выбор и расчёт шпоночных соединений.

    Выбираем для всех валов шпонки призматические со скругленными концами. Материал шпонок – сталь 40 нормализованная.

Диаметр вала

d, мм

Ширина шпонки

b, мм

Высота шпонки

h, мм

Длина шпонки

l, мм

Глубина паза

t1, мм

33

10

8

63

5

55

16

10

63

6

63

18

11

110

7

70

20

12

90

7,5

   Напряжение смятия и условие прочности:

σmaxсм==120 Мпа (при стальной ступице).

8.1.Тихоходный вал.

а) d=63 мм, в×h =18×11 мм, t1=7мм, длина шпонки l=90 мм (при l1=140 мм), момент на валу  Т3=886 837 Н∙мм.

что<[ σсм].

б) d=65 мм, в×h =20×12 мм, t=7,5мм, длина шпонки l=90 мм (при lст=100 мм), момент на валу  886 837 Н∙мм.

8.2.Промежуточный вал.

d=50 мм, в×h =16×10 мм, t=6 мм, длина шпонки l=63 мм (при l1=75 мм), момент на валу Т2=373 330 Н∙мм.

8.3.Быстроходный вал.

d=33 мм, в×h =10×8 мм, t=5мм, длина шпонки l=63 мм (при l1=80 мм), момент на валу Т1=92100 Н∙мм.


9. Уточненный расчет валов.

Материал валов – сталь 40ХН.

10.1    Быстроходный  вал.

Сечение А-А:

     Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По таблице 8.5[1] принимаем:

По таблице 8.8[1] принимаем:  

Момент сопротивления кручению при d=33 мм; b=10 мм; t1=5 мм :

 

Момент сопротивления изгибу при d=33 мм; b=10 мм; t1=5 мм :

 

Изгибающий момент в сечении А-А:

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

Составляющая постоянных напряжений:

Тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле:

 

Условие прочности выполнено.

Сечение Б-Б:

Принимаем:   

Момент сопротивления кручению при d=40 мм:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

Определяем из эпюры моментов М:

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

Составляющая постоянных напряжений:

Тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле:

Условие прочности выполнено.

10.2 Промежуточный вал.

Сечение А-А.

В данном сечении сосредоточен наибольший изгибающий момент.

Принимаем:   

Момент сопротивления кручению при d=55 мм:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении А-А:

Определяем из эпюры моментов М:

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

Составляющая постоянных напряжений:

Тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле:

Условие прочности выполнено.

Сечение Б-Б.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

        Принимаем:   

Момент сопротивления кручению при d=55 мм; b=16 мм; t1=6 мм :

 

 

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

Определяем из эпюры моментов М:

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

Составляющая постоянных напряжений:

Тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле:

 

Условие прочности выполнено.

10.3   Тихоходный вал:

Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Принимаем:   

Момент сопротивления кручению при d=70 мм; b=20 мм; t1=7,5 мм :

 

 

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

Определяем из эпюры моментов М:

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

Составляющая постоянных напряжений:

Тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле:

 

Условие прочности выполнено.

Сечение Б-Б.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Принимаем:   

Момент сопротивления кручению при d=63 мм; b=18 мм; t1=7 мм :

 

 

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

Составляющая постоянных напряжений:

Тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле:

 

Условие прочности выполнено.

10. Выбор и расчёт муфт.

Т.к. соосность соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации может быть нарушена, и в данном приводе используется электродвигатель, то соединяем вал двигателя с валом редуктора с помощью  МУВП (ГОСТ 21424-93).

   Муфту выбираем по диаметру вала и по величине расчётного момента:

Так как стандартный диаметр муфты под вал редуктора —32 мм и посадочный конец быстроходного вала имеет большой запас прочности, то уменьшим его диаметр с 33 до 32мм.

Проверка пальцев на изгиб:

где  

Проверка втулок на смятие:

где

Для соединения выходного вала редуктора со шнеком используем муфту со срезным штифтом.
11. Выбор сорта масла, расчёт количества.

   Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/8d2 II. 

 

1.Определяем объём масляной ванны:

,

где N – передаваемая мощность, N=7,5 кВт

 2. Рекомендуемая вязкость масла при контактных напряжениях [σ]H>600 МПа и скорости до V=2,75 м/с — рекомендуемая вязкость масла 28∙10-6 м2/с.

  3.Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Смазка  подшипников обеспечивается масляным туманом.


12. Список литературы.

  1.  Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов .– М.: Машиностроение, 1980.–351 с.
  2.  Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.: ил.
  3.  М. Н. Иванов, В. Н. Иванов. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие для машиностроительных ВУЗов. М., «Высшая школа», 1975.
  4.  В.И.Анурьев Справочник конструктора-машиностроителя: т.1,2,3.-М.:Машиностроение, 1982г.576 с.,ил.
  5.  Еремеев В.К., Горнов Ю.Н. Курсовое проектирование деталей машин: Методическое пособие и задания к проектам  для студентов заочной формы обучения всех технических специальностей. - И.: Изд-во ИрГТУ, 2004г. – 128 с.

 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

5423. Громадянська війна в Україні 202.5 KB
  Громадянська війна в Україні Заслуги та прорахунки Центральної Ради Заслуги. Центральна Рада, своєрідний український парламент. Вона поновила в Україні державницьку свід...
5424. Исследование дисперсионных искажений импульсов в оптическом волокне 1.21 MB
  Целью работы является проведение компьютерного эксперимента по исследованию влияния составляющих дисперсии на временные параметры передаваемых оптических импульсов: - модовой дисперсии ступенчатых оптических волокон- модовой дисперси...
5425. Разработка единичного технологического процесса механической обработки детали ВТУЛКА 899.5 KB
  Разработать и оформить единичный технологический процесс механической обработки детали ВТУЛКА (чертеж № 9) с использованием токарно-револьверного станка модели 1Е340П. Годовая программа выпуска 1200 штук. Последовательность работ: ...
5426. Проектирование коробки передач 77 KB
  Введение Автомобиль - самое распространенное в современном мире механическое транспортное средство. Коробка передач – механизм, преобразующий крутящий момент, передающийся от двигателя через сцепление, по величине и направлению. Дает возмо...
5427. Изучение методов контроля линейных размеров деталей с помощью штангенинструментов 2.34 MB
  Цель работы: изучить метод измерений размеров деталей с помощью штангенциркуля и освоить методику представления результатов измерений. Общие сведения. Штангенинструменты, предназначенные для измерений линейных размеров деталей, пре...
5428. Проектирование привода ленточного транспортера 1.35 MB
  Анализ схемы привода. Привод состоит из асинхронного двигателя, цилиндрического соосного двухпоточного редуктора и приводного вала с барабаном и муфтой. В ходе проектирования транспортера были приняты следующие конструктивные решения: для выравни...
5429. Концептуальные основы реформирования бухгалтерского учета и отчетности в Российской Федерации 192.5 KB
  Введение Переход экономики России к рыночным отношениям поставил перед бухгалтерским учетом совершенно новые цели. Существовавшая ранее в условиях планируемой командной экономики система бухгалтерского учета, была обусловлена общественным характером...
5430. Смутное время 43.82 KB
  Смутное время На рубеже 16 и 17 вв. Московское государство переживало тяжелый и сложный морально-политический и социально-экономический кризис, который особенно проявлялся в положении центральных областей государства. С открытием для русской колон...
5431. Изучение кодеков ИКМ 203.5 KB
  Изучение кодеков ИКМ Цель работы Изучить процессы квантования и кодирования речевых сигналов в цифровых системах передачи. Задание на лабораторную работу Задание по теоретической части Изучить процедуры линейного и нелинейног...