87025

РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЕРА

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри редуктора может быть установлен шестерёнчатый насос) или устройства охлаждения (например, змеевик с охлаждающей жидкостью).

Русский

2015-04-13

923.5 KB

3 чел.

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

ЗАПОРОЖСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ ИНЖЕНЕРНАЯ АКАДЕМИЯ

МЕХАНИКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ФАКУЛЬТЕТ

КАФЕДРА МЕТАЛЛУРГИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

НА ТЕМУ:

«РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЕРА»

Выполнил:                                                                 студент группы МО-04-2д

Билан В.С.

Руководитель проекта:                                                              Погорелов  С.В.

Запорожье

2007

СОДЕРЖАНИЕ

                                                                                                            

Введение………………………………………………………………….............3                                                                                                   

1. Привод с соосным редуктором                                                                    

1.1. Выбор электродвигателя…………………………………………………4

1.2. Исходные данные………………………………………………………….5                                                                            

1.3. Клиноременная передача ...………………………………………………6                                                              

1.4. Тихоходная ступень – цилиндрическая косозубая  передача с эвольвентным зацеплением…………………………………………………..8                                            

1.5. Быстроходная ступень – цилиндрическая передача с круговинто-вым зацеплением М. Л. Новикова………………………………………….12                                     

2.Эскизная компановка…………………………………………………………..15

3. Проверка прочности шпоночных соединений……………………………...17  

4.Расчет вала на прочность…………………..………………………………….19

5. Долговечность опор…………………………………………………………….22

6. Проверочный расчет быстроходного вала на выносливость…………... .24           

7. Посадки зубчатых колес, подшипников,  шкива клиноременной передачи и полумуфты…………………………………………………………...26                   

8. Смазка зубчатых колес и подшипников…………………………………….26                                               

Литература……………………………………………………………………..27                                                                                                  

Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненного в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри редуктора может быть установлен шестерёнчатый насос) или устройства охлаждения (например, змеевик с охлаждающей жидкостью).

Редуктора классифицируются по следующим признакам:

  1.  Типы передач (зубчатые, червячные, комбинированные);
  2.  Числу ступеней (одно- , двух- и многоступенчатые);
  3.   Типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, комбинированные);
  4.  Относительному расположению валов (горизонтальные, вертикальные, пересекающиеся, скрещивающиеся).

1.Привод с соосным редуктором (техническое задание № 4  )

1.1. Выбор электродвигателя

Задано: окружная сила  скорость ленты  диаметр барабана

Мощность на валу барабана:

Частота вращения этого вала:

 

Коэффициент полезного действия:

 

где  - соответственно КПД ременной передачи, первой и второй ступеней редуктора, муфты и пары подшипников вала барабана.

Принимаем [табл. П.1].

Расчетная мощность электродвигателя:

  кВт;

Возможная частота вращения электродвигателя:

  

где  - передаточное число ременной передачи,  - рекомендуемые диапазоны передаточных чисел редуктора;

принимаем  .

Выбираем [табл. П.2] электродвигатель (160M6Y3) с параметрами: мощность , частота вращения , кратность пускового момента  1,2; диаметр вала

1.2. Исходные данные

Передаточное отношение привода:

 

Передаточное число редуктора

 

Расчетные передаточные числа ступеней редуктора:

          

 

               Окончательно  3,5 , 3 [2, c. 117]

                                        =19,15/(33,5)=1,82

Мощность, частота вращения и  крутящий момент на валах привода:

  •  первый вал:

P1=Pд=11   кВт;  n1 =nд = 975 мин –1;

 T1=9550P1/n1 =955011/975=107 Нм;

  •  второй вал:

P2=Pl1=110,95=10,45 кВт, n2 = nl/ ul =975/1,8=535   мин –1

 T2=9550P2/n2 = 955010,45/535=186 Нм;

  •  третий вал:

P3=P22=10,450.95=9,92  кВт, n3 = n2/ u2 =535/3,5=152  мин –1

 T3=9550P3/n3 =95509,92/152= 623 Нм;

  •  четвертый (выходной вал):

P4=P33= 9,920,97=9,62  кВт;   n4 = n3/ u3 =152/3=50,6  мин–1

 T4=9550P4/n4 = 95509,62/50,6=1815   Нм;

 

Число циклов действия первой ступени нагрузки

 N1=60n11Lh  =609750,00320000=3510000 107

где 1= 0,003 – относительная продолжительность действия этой ступени;

Lh =20000 ч   – срок службы привода.

Так как N1 107 , то коэффициент нагрузки k=1

        Номинальные моменты:

        Tн1= 107 Нм, Tн2=186 Нм, Tн3=623 Нм, Tн4=1815 Нм.

1.3. Клиноременная передача

Задано: мощность Р1=11кВт, частота вращения , передаточное число u1=1,82, крутящий момент Тн1=107  Нм, работа в  2 смены, нагрузка постоянная. Выбираем [табл. П.3] при Тн1=107  Нм ремень с сечением типа Б, площадь поперечного сечения А=138 мм2 , базовая длина l0=2240 мм.

Диаметр малого шкива

          d1= 125    мм [табл. П.3]

Диаметр ведомого шкива: =1251,83=228,75 мм;

принимаем d2 =225 мм [ табл. П.3];

Фактическое передаточное число: =225/125=1,8

Скорость ремня:

Ориентировочное межосевое расстояние:

=1…2(125+225)=350…700 мм;

принимаем  =400 мм;

Расчетная длина ремня:

 

принимаем [табл. П.3]  l=1400 мм.

Действительное межосевое расстояние

 

Число пробегов ремня:

Угол обхвата малого шкива:

;

Коэффициент угла обхвата:

;

Скоростной коэффициент:

;

Коэффициент длины:

 

Окружная сила:

 Н;

Допускаемая мощность для одного ремня:

,

где   допускаемая   мощность   для   одного   ремня   типовой   передачи,

коэффициент режима работы. Принимаем при  и ,          [табл. П.3], при нагрузке и работе в  2 смены .

Расчетное число ремней

 

принимаем  Z =8 .

Начальное натяжение ремня:

 Н;

Нагрузка на валы:

 Н.


1.4 Тихоходная ступень – цилиндрическая косозубая передача с эвольвентным зацеплением

Задано: крутящие моменты на валу шестерни TH3=623 Hм, колеса TH4=1815 Hм, частота вращения вала шестерни n3=152 мин -1, передаточное число u3=3, срок службы Lh=20000 ч, кратность пускового момента электродвигателя =1,2.

Выбор материалов [1, табл. 9.13]:

Материал

Сталь

МПа

Твердость

H

Термообработка

GB

GT

Шестерня

Сталь 50

735

441

240

Улучшение

Колесо

Сталь 45

587

333

190

Нормализация

Допускаемые контактные напряжения:

[ σH] = σH0 KHL/SH,

где σH0 – длительный предел контактной выносливости, SH - коэффициент безопасности, KHL – коэффициент долговечности:

для шестерни  σH0 =2НВ+70=2240+70=550    [1, табл. 9.11],

SH =1,1[2, табл. 8.9],   КHL=1    [2, с. 148]:

[σH]3 =(550/1,1)1=500 МПа;

      колеса         σH0 =2НВ+70=2190+70=450 МПа,    SH =1,1,    KHL =1 :

[σH]4 =(450/1,1)1=409 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σF] = σF0KFCKFL/SF,

где σF0 – длительный предел выносливости при изгибе; SF – коэффициент безопасности; KFC – коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки;  KFL – коэффициент долговечности:

для    шестерни     σF0 =2,74НВ=2,74240=657,6 МПа    [1, табл. 9.12],

SF =1,75 [2, табл. 8.9],  KFC = 0,7  [2, с. 151], КFL=1          [2, с. 151].

[σF]3 =657,60,71/1,75=263,04 МПа

         колеса  σF0 = 2,74НВ=2,74190=520,6 МПа,

SF =1,75; KFC =0,7;    KFL=1;

[σF]4 = 5200,71/1,75=208,24 МПа.

Межосевое расстояние:

                     аW 2= 430(u3+1) 3мм,

где KH - коэффициент неравномерности распределения нагрузки;

ba – относительная ширина колеса ; [σH] – расчетное допустимое напряжение:

принимаем ba = 0,25, тогда ba = ba = 0,25,

bd = 0,5ba(u3+1)=0,50,25(3+1)=0,5

По графику [2, рис.8.15, кривая] при H350, KH=1,04.

[σH] = 0,45([σH]3+[σH]4)=0,45(500+409)=409,05 МПа

Проверяем условие   [σH] 1,23[σH]мин  

                    409,051,23409=503,07 МПа – условие выполняется.

          Таким образом:

мм

 принимаем  аW2 = 280 мм  [2, c. 117].

 Число зубьев:              

шестерни    z3 =27

колеса          z4= z3u3 =273=81      принимаем z4 =81.

Фактическое передаточное число:

         u = z4 / z3 =81/27=3

Модули:

торцевой      m t = 2 aW2 /(z3+z4)=2280/(27+81)=5,1852 мм

нормальный m = 5 мм   [1, табл. 9.5, примечание].

Угол наклона зубьев:

        сos  = m / m t =5/5,1852=0,9643,      =15º36´.

Окружная скорость в зацеплении:

V=m tz3n3/(60103)=(3,145,185227152)/(60103)=1,11  мс-1;

принимаем [1, табл. 9.10]    степень точности   К´=9.

 Размеры,  мм:

- колеса d4 = mtz4 =5,185281=420

da4 = d4 + 2m=420+25=430

df4 = d4 – 2,5m=420-2,55=407,5

b4 =bW = ba aW2 =0,25280=70

принимаем   b4 = bw = 70мм    [1, табл. 12.1, Rа 40];

- шестерни    d3= mtz3=5,185227=140

                      da3 = d3 + 2m=140+25=150

                      df3 = d3 – 2,5m=140-2,55=127,5

                       b3 = b4+(5…10)=70+(5…10)=75…80

принимаем   b3 = 75 мм    [1, табл. 12.1, Rа40].

Коэффициенты  перекрытия:

= bWsin/ ( m)=70sin(15º36´)/(3,145)=1,54

=[1,88–3,2(z3-1+z4-1)]cos=[1,88–3,2(27-1+81-1)]cos(15º36´)=1,66

Силы в зацеплении, Н:

Ft = 2103 TH3/d3=2103623/140=8900 

Fr = Fttgn/cos= 8900tg 20º/cos(15º36´)=3360

                      Fa = Fttg= 8900tg 20º=2450

где n = 20 - угол зацепления в нормальном сечении.

Проверочный расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям:

=,

где  ZH- коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в полюсе зацепления; ZM- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес; Z- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; KH- коэффициент динамической нагрузки  в зацеплении; K- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

принимаем для некоррегированного зацепления   

ZH=1.77cosβ=1,77cos(15º36´)=1,71; для стальных колес   ZM=275 МПа;

для косозубых и шевронных передач   Z==; при окружной скорости     V=1,11 м/с, степени точности K=9, твердости зубьев     H3=240    и        H4=190 для косозубой передачи K=1,03 [2, табл. 8.3]; при скорости              V=1,11 м/с  и степени точности  К=9        K=1,13   [2, табл. 8.7].

Таким образом:

                                   σH=1,712750,776 МПа – перегрузка   5% - условие прочности выполняется.

            

Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе:

,

где YF- коэффициент, учитывающий форму зуба; Y- коэффициент, учитывающий наклон зубьев; Y- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; KF- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки  по ширине венца;   KF- коэффициент динамической нагрузки;        KF- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

принимаем при коэффициенте смещения  X=0   

   z3==, откуда   YF3=3,79  1, рис. 9.6 ;  

z4=, откуда    YF4= 3,6    1, рис. 9.6 ;

    Y=1- =1-=0,88;    Y==0,37;

при  bd=0,5, H3=240, H4=190     KF= 1,09    1, рис. 9.5;

при степени точности  К´= 9, скорости  V= 1,11 м/с     для косозубой передачи  

KF=1,07   2, табл. 8.3;

при К´= 9      и   V= 1,11 м/с   KF=1,35     2, табл. 8.7.        

Напряжения изгиба:

 F3=(3,790,880,3789001,071,351,09)/(755)=46,08 МПа;

 F4=(3,60,880,3789001,071,351,09)/(705)=46,96 МПа;

Таким образом условие прочности при изгибе выполняется для шестерни и для колеса.

                     

1.5 Быстроходная ступень – цилиндрическая передача с круговинтовым зацеплением М. Л. Новикова

Задано: крутящие моменты на валу шестерни TH2= 186 Hм, колеса   TH3=623 Hм, частота вращения вала шестерни n2=535 мин -1, передаточное число u2=3,5, срок службы Lh=20000 ч, кратность пускового момента электродвигателя =1,2.

Принимаем те же материалы шестерни и колеса (см. тихоходную ступень) с твёрдостью H≤350. В этом случае [σH]1=[σH]3, [σF]1=[σF]3, [σH]2=[σH]4, [σF]2=[σF]4. Межосевое расстояние не рассчитываем, а принимаем:

                                aw1=aw2=280 мм .

Принимаем [2, c. 168…170] число зубьев шестерни  z1 =18,   =20º,  =1  при    =1,35.

Число зубьев колеса:

z 2=z1u2=183,5=63      принимаем   z 2=63;

Фактическое передаточное число:

u =z2/z1=63/18=3,5;

Диаметр делительной окружности шестерни:

d1=2aW1/ (u2 + 1)=2280/(3,5+1)=124,44 мм;

           Модули:

                       торцевой    mt=2aW1 /(z1 + z2)=2280/(18+63)=6,9136 мм

  нормальный принимаем по ГОСТ 14186-69 [2, табл. 8.1] m=6 мм.

Основные размеры, мм:

                 Колеса:              

d2=mtz2= 6,913663=435,56

dа2=d2+1,8m= 435,56+1,86=446,36

df2=d2–2,1m= 435,56-2,16=422,96

b2=bW=m/sin=3,1461,35/ sin 20º=74,37

         принимаем b2 = bw= 75 [1, табл. 12.1,  Ra 40];

                 шестерни:

d1=mtz1=6,913618=124,44

da1=d1+1,8m=124,44+1,86=135,24

df 1=d1–2,1m=124,44-2,16=111,84

 b1=b2+(0,4…1,5)m=75+(0,4...1,5)6=77,4...84

        принимаем b1 =80 мм  [1, табл.  12.1, Ra 40]

 Межосевое расстояние:

aw1=0,5(d1 + d2)=0,5(124,44+435,56)=280 мм;

Окружная скорость:  

                   V=d1n2/(60103)= 124,44536/(60103)=3,48  мс -1

  принимаем степень точности  K´=9          [1, табл. 9.10].

Силы в зацеплении, Н:

Ft = 2103 TH2/d1=2103186/124,44=2990; 

Fr = Fttgn/cos= 2990tg 20º/cos 20º=1160;

                    Fa = Fttg= 2990tg 20º=1090;

            

где n=20° – угол  зацепления.

Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

,

где ZМ , Z , ZK – соответственно коэффициенты, учитывающие материал колес,  площадь контакта и длину линии контакта;  KHV – коэффициент динамической нагрузки; KH -  коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения нагрузки между головкой и ножкой зуба; К - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по площадкам контакта:

принимаем для стальных колес     ZМ= 275  МПа;   Z= 0,275+0,01(–8)= =0,275+0,01(20–8)=0,395;  для дозаполюсной передачи   ZK=0,8;   KHV=1,05      [2, табл. 8.3];   KH=1+(0,63)/z1 =1+(0,63)/18=1,06         K=2+/(2)=21+0,35/(21)=2,175  [2,с.170 ]. 

Таким образом:

,

σH ≤[ σн]мин  - условие прочности выполняется.

 

Проверочный расчёт на выносливость по напряжениям изгиба

                      

                σF= (FtKFV KHψ)/(2m2YF)≤ [ σF]мин ;

 

где KFV – коэффициент   динамической   нагрузки; KHкоэффициент, учитывающий контактирование зубьев; ψ коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по площадкам контакта; YF – коэффициент формы зубьев; Yβ –коэффициент наклона зубьев;

 

Принимаем:

KFV =1,14  [2, табл.8.3];   

KH=0,25 при =20º;

Ψ=1,2    при       = - ´=1,35-1=0,35    [2,рис. 8.55];

YF = 1,03   при   zV =z1/cos3=18/cos3 20º= 21,69   [2,с. 170];

Таким образом:

σF=(29901.14 0,251,2)/(2 621,351,03)=20,43 МПа

σF ≤ [ σF]мин – условие прочности выполняется.

2. Эскизная компоновка.

Конструктивные размеры:

толщина стенки корпуса редуктора

   принимаем ;

расстояние от внутренней стенки корпуса до ступицы колеса (между колесами ступеней редуктора)

принимаем

расстояние от корпуса до посадочного участка на хвостовике

                                 ∆1= мм,

где h= 8  [ 3,табл. П.5];

расстояние от внутренней стенки корпуса до подшипника

  ;

диаметр фундаментных болтов

  мм

   принимаем ;

диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку редуктора у бобышек

   мм

   принимаем ;

длина гнезда под подшипник

   мм

   принимаем ;

длина посадочного участка хвостовика вала                                                                   быстроходного:

 тихоходного:     lмуф=80 мм.

Диаметры быстроходного вала:

  •  хвостовика

принимаем   [1, табл. 12.1, Ra 40];

  •  под уплотнением    

принимаем   

  •  под подшипником . Выбираем радиально-упорный  подшипник 7207: мм, мм, , , ;
  •  под шестерней  . При  - шестерню и вал изготавливаем как одно целое.

Диаметры промежуточного вала:

  •  под колесом ,

принимаем  [1, табл. 12.1, Ra  40].

  •  под подшипником  Выбираем радиально-упорный подшипник 7212 , , , , ;
  •   под шестерней  При - шестерню и вал изготавливаем как одно целое.

Диаметры тихоходного вала:

При расчетном моменте ,

где к- коэффициент режима работы; к =1,5...2  [1, табл. 15.2];

выбираем муфту МЗПЗ-Н-60 ГОСТ 5006-55:

[T]=3150 Н∙м;  lм =85 мм; d=60мм.

  •  диаметр под колесом

принимаем  [1, табл. 12.1, Ra 40];

  •  под подшипником . Выбираем радиально-упорный подшипник  7216 , , , , ;
  •  под уплотнением ;
  •  под муфтой           .


3
. Проверка прочности шпоночных соединений.

Параметры шпоночных соединений:

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 [3,табл.5.7].

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Вал

Крутящий момент,

Hм

Участок

Длина,

мм

Размеры шпонки, мм

bhl

t1

t2

Быстроходный

Тн2 =186

34

12825

5

3,3

Промежуточный

Тн3 =623

b2

48

201240

7,5

4,9

Тихоходный

Тн4 =1815

b4

70

251463

9

5,4

lмуф

80

181170

7

4,4

Проверка прочности шпоночных соединений на прочность (быстроходный вал):

  •  из условия прочности на смятие :

где d- диаметр вала, мм; lр- рабочая длина шпонки

 lр=lb=40-16=24 мм; k- рабочая высота k= 0.4h=0.410=4 мм.

Условие прочности не выполняется: принимаем две шпонки (12825)

  •  из условия прочности на срез :

Условие прочности на срез выполняется.

Рисунок 3 – Расчетная схема шпоночного соединения.

4. Расчет вала на прочность.

Расчетная схема быстроходного вала (рис. 4): из предыдущих расчетов имеем  ; мм;  мм;   мм.

Составим расчетную схему вала в аксонометрии, указав точки приложения и направление векторов сил.

Для каждой плоскости действия сил показываем расчетную схему, из условий статического равновесия (сумма моментов относительно опор) и определяем:

- Реакции опор:

в плоскости XZ:

 

 

Проверка:  ;  

                     -3783,4-1160+2383,4+2560=0

в плоскости YZ:

 

 

Проверка:    

                    -1495+2990-1495=0

- Суммарные реакции:

           

           

- Изгибающие моменты:

в плоскости XZ:

     строим эпюр изгибающих моментов (см. рис. 4).

в плоскости YZ:

     строим эпюр изгибающих моментов (см. рис. 4).

- Суммарные изгибающие моменты:

- Приведенные моменты:

 

 

     строим эпюр приведенных моментов (см. рис. 4).

Рисунок 4 – Расчетная схема быстроходного вала

5.Долговечность опор.

При радиально-упорных подшипниках осевые составляющие S радиальных нагрузок (реакций опор) стремятся раздвинуть кольца подшипников в осевом направлении. Этому препятствуют осевые реакции        .

Составляем расчетную схему вала с указанием внешних (заданных) сил и реакций Fa. В условии равновесия  имеем две неизвестные реакции    Fa1 и  Fa2.

Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 1.

Роликоподшипник радиально-упорный конический однорядный 7210 легкая серия  [1,табл. 14.8] :  

 

Составляем расчетную схему рис. 5

Рисунок 5 – Расчетная схема.

Осевые составляющие S радиальных нагрузок:

Из условия равновесия  имеем две неизвестных  и :

                           

Задача решается методом попыток:

  1.  Пусть , тогда

Так как , осевые силы  и  определены не правильно. Если , делаем вторую попытку.

  1.  Пусть , тогда

               В этом случае  и   

По условиям работы принимаем:

Определяем величину эквивалентной динамической нагрузки:

             

Для более нагруженной опоры 1 определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника:

Так как Стрr(37118<40600), то предварительно   намеченный    подшипник   подходит.

Расчетная долговечность, млн. об.

                 

                     млн. об.

Расчетная долговечность, ч.

                   ,

где - частота вращения быстроходного вала.

6. Проверочный расчет быстроходного вала на выносливость.

Расчет состоит в определении коэффициента запаса прочности S для опасного сечения и сравнении его с допускаемым значением [S]. Прочность соблюдена при .

Материал вала – сталь 50 [1,табл.12.13];    

Сечение  в наиболее нагруженной опоре: диаметр вала в этом сечении 50мм. В сечении действует (см. рис. 4) наибольший изгибающий момент  и крутящий момент . Концентрация напряжений обусловлена наличием канавки для выхода шлифовального круга шириной  

Момент сопротивления сечения вала:

            

Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжения изгиба:

                   

Коэффициент безопасности в сечении по изгибу:

               

где эффективный коэффициент концентрации напряжений для вала в месте расположения канавки для выхода шлифовального круга [1, табл.12.3]; коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности – шлифование [1, табл.12.9]; масштабный фактор зависимости от диаметра вала [1,табл.12.2];  коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений [1, рис.1.4, в];  постоянная составляющая цикла изменения напряжений.

Определяем коэффициент безопасности по кручению.

Полярный момент сопротивления по сечению вала:

            

При нереверсивном вращении вала напряжения кручения изменяются по пульсирующему циклу, поэтому переменные составляющие и постоянные составляющие

                  

                              

Коэффициент безопасности в сечении по кручению:

                

где эффективный коэффициент концентрации напряжений для вала в месте шпоночного паза [1, табл.12.3]; коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности – шлифование [1, табл.12.9]; масштабный фактор зависимости от диаметра вала [1, табл.12.2];  коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений [1, рис.1.4, в].

Общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения

                               

                                        

                                            

                   

Условие прочности  в сечении  выполнено.

7. Посадки зубчатых колес, подшипников, шкива клиноременной передачи и полумуфты.

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [3].

Посадка зубчатых колес на промежуточном и тихоходном валах – H7/p6.

Посадка полумуфты на тихоходный вал редуктора – H7/n6.

Посадка  шкива клиноременной передачи на быстроходный вал редуктора – H7/k6.

Внутренние кольца подшипников устанавливаем на вал с неподвижной посадкой, а наружные – по скользящей. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.

8. Смазка зубчатых колес и подшипников.

Смазывание зубчатого зацепления осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчета 0,3-0,5 л на 1 кВт передаваемой мощности. Таким образом, общий объём ~ 3,5-4 л.

По табл. 10.9 [3] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях  и скорости  рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна .  По табл. 11.11 [4] принимаем масло И-Г-А-32.

Подшипники смазываются густой смазкой. Для ее удержания в гнездах подшипников на валы предварительно насаживаются мазеудерживающие кольца.

Литература

  1.  Детали машин в примерах и задачах. Ничипорчик С.Н., Корженцевский М.И., Калачев В.Ф. и др. – М.: Высшая школа, 1981. – 432 с.
  2.  Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1984. – 336 с.
  3.  Методические указания к курсовому проектированию «Детали машин» сост. Погорелов С.В.
  4.  Ведмедь Ю. П. Основные положения при проектировании редукторов.- Запорожье: ЗГИА, 2002.- 90 с.
  5.  Цехнович Л.И., Петриченко К.П. Атлас конструкций редукторов.- К.: Высшая школа, 1979 – 128 с.

PAGE   \* MERGEFORMAT 1


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

48681. Исследование характеристик линейных электрических цепей 2.58 MB
  Задание к курсовой работе Нормирование параметров и переменных цепи Определение передаточной функции цепи Hs Расчет частотных характеристик цепи Hj Определение переходной h1t и импульсной ht характеристик Вычисление реакции цепи при воздействии одиночного импульса на входе Определение спектральных характеристик одиночного импульса воздействия Вычисление спектра реакции при одиночном импульсе на входе Определение спектра периодического входного сигнала Приближенный расчет реакции при...
48682. Численное моделирование и анализ переходных процессов в электрической цепи 576 KB
  В начальный момент времени ключ находится в положении При этом цепь разомкнута, напряжение на конденсаторе и ток в катушке равны нулю (U = 0, I = 0). Происходит первое переключение ключа (ключ мгновенно переводится в положение 2). При этом происходит заряд конденсатора, меняются значения U и I.
48684. Основы теории цепей 379 KB
  Содержание расчетно-пояснительной записки: таблица исходных данных; электрическая схема фильтра системы уравнений цепи; комплексная функция передачи; карта полюсов и нулей; АЧХ и ФЧХ и импульсные характеристики. С помощью метода узловых напряжений составляется система уравнения цепи в математической и скалярной форме.
48685. Проектирование электрической сети для электроснабжения потребителей целлюлозно-бумажной промышленности 1.33 MB
  В условиях эксплуатации баланс мощности составляется на каждый час суток(диспетчерский график нагрузки), и на каждый месяц следующего квартала. При проектировании электрической сети баланс мощности составляется для определения суммарного необходимого ввода мощности на электростанциях и обмена потоками мощностей с энергосистемой.
48686. Организация пассажирского движения 988.5 KB
  Для каждой категории поездов необходимо установить число и продолжительность стоянок по техническим надобностям смены локомотивов и локомотивных бригад технического осмотра составов снабжения топливом водой а также для посадки и высадки пассажиров или погрузки – выгрузки багажа и почты. Общим условием рациональной технологии обработки всех поездов является выполнение вспомогательных и подготовительных операций до их прибытия на станцию на основе предварительной информации о наличии свободных мест количестве багажа и почты...
48688. Исследование и анализ линейных динамических цепей 423.5 KB
  Полоса частот, в которой ослабление мало, называется полосой пропускания. Полоса частот, в которой ослабление велико, называется полосой непропускания (задерживания). Между этими полосами находится переходная область.
48689. Расчет радиовысотомера (РВ) с диапазоном измеряемых высот от Нmin до Нmax при удельной ЭПР отражающей поверхности не менее - 20 дБ 668.5 KB
  Расчет параметров сигнала. Принять что высота настройки УПФ следящей системы 25кГц коэффициент шума приемника 20 дБ потери энергии сигнала в высокочастотном тракте не превышают LΣ а при обработке ζΣ.04 м Ширина диаграммы направленности: φ=15 град Потери энергии сигнала в высокочастотном тракте: LΣ≤16 дБ Потери при обработке: Σ≤17 дБ Максимальная скорость изменения высоты: Vн mx=2 м с Удельная ЭПР отражающей поверхности: S≥20 дБ КПД антенны: ηа=0. При непрерывном сигнале обязательно применение в РВ...