Выбор и расчет электродвигателя
Введение
Для передачи вращающего момента, от вала двигателя к валу рабочей машины, в приводах различных машин и механизмов применяются редукторы.
Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращающего момента от вала двигателя к валу рабочей машины поэтому редукторы широко применяются в приводах различных машин и механизмов. Редуктор состоит из корпуса (ленточного чугунного или сварного стального) в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники и т.д.
Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Передаточное отношение одноступенчатых цилиндрических редукторов ограничено Umax ? 6,3, поэтому для реализации больших передаточных отношений в схему привода дополнительно включают цепные или ременные передачи.
Для привода ленточного конвейера спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения с прямозубыми колесами предназначенный для длительной эксплуатации. Передача нереверсивная нагрузка близкая к постоянной. Работа двухсменная.
Исходные данные:
Тяговое усилие ленты Fл = 2,07 кН
Скорость ленты Vл = 1,33 м/с
Диаметр приводного барабана Дб = 380 мм
Схема привода
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
По таблице 1.1 [1] принимаем:
К.п.д. пары цилиндрических зубчатых колес 1 = 098;
К.п.д. пары подшипников качения 3 = 099;
К.п.д. открытой цепной передачи 2 = 092;
К.п.д. потерь в опорах приводного барабана 4 = 099
Общий К.п.д. привода = 1 22 3 4 = 098 0992 092 099 = 087Мощность на валу барабанаРб = Vл Fл = 1.33 2.07 = 2.75кВтТребуемая мощность электродвигателякВтУгловая скорость барабана
рад/сЧастота вращения барабанаоб/мин.По ГОСТ 19523- 81 (таблица п.1) по требуемой мощности Ртр = 3,15 кВт выбираем асинхронный трехфазный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А с синхронной частотой частотой вращения nc = 1000 об/мин. Типа 112 МВ6 с параметрами Рдв = 4 кВт и скольжением S = 5,1%.Номинальная частота вращения двигателяnдв = 1000 (1-S) = 1000(1-0.051)=949 об/минУгловая скорость электродвигателярад/сПередаточное отношение приводаПринимаем по ГОСТ 2185-66передаточное отношение редуктора Up = 4, тогда передаточное отношение цепной передачиВращающие моменты на валах:На валу шестерни НмНавалу колеса Т2 = T1 Up = 31,7 4 = 126,8 НмЧастоты вращения и угловые скорости валов
|
Вал В | n1 = nдв= 949об/мин | 1 = дв = 99,3 рад/с | |
Вал С | об/мин | рад/с | |
Вал А | n3 = nб = 67 об/мин | n3 = nб = 67 об/мин | |
|
2.Расчет зубчатых колес редуктораПо таблице 3.3 [1] выбираем материал зубчатых колес:для шестерни сталь 45 - термообработка улучшение твердость НВ 230;для колеса - сталь 45 - термообработка улучшение твердость НВ 200.Допускаемые контактные напряжения (формула 3.9 [1]),где GНlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения.По таблице 3.2 [1] для материала колёс: Нlimb = 2НВ + 70.КHL - коэффициент долговечности при длительной эксплуатации КHL = 10 (стр.33 [1]);[Sн]- коэффициент безопасности. Для улучшеной стали [Sн] = 115 (cтр. 33 [1]).Допускаемые контактные напряжениядля шестерни Мпа;для колеса Мпа.Коэффициент нагрузки, с учётом влияния изгиба от натяжения цепи, принимаем как для несимметрично расположенных колёс. По таблице 3.1[1] Кнл=1.25Коэффициент ширины вунца по межосевому расстоянию Шва= в/awДля прямозубых колёс Шва= 0,16 (стр.36)Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле 3.7 [1]мм,Принимаем по ГОСТ 2185-66 аw = 180 ммгде Ка = 49,5 - коэффициент для прямозубых колес (страница 32 [1]).Нормальный модуль зацепленияm = (001 002) аw = (001 002) 180 = (1,8 3,5) мм.Принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 3 ммОпределяем суммарное число зубьев колесЧисло зубьев шестерниЧисло зубьев колесаZ2 = ZE -Z1= 120-24 = 96Уточняем передаточное отношениеУточняем межосевое расстояниеаw =0,5(Z1 - Z2)m = 0.5 (24+96) ·3 =180 ммОсновные размеры шестерни и колеса:делительные диаметры:d1=m·z1= 3·24 = 72мм;d2=z2·m = 96·3 = 288мм.Проверка: мм.диаметры вершин зубьевda1 = d1 + 2m = 72 + 2 3 = 78 мм;da2 = d2 + 2m = 288 + 2 3 = 294 мм.диаметры впадин зубьевdf1 = d1- 2.5 m = 72-2.5·3 = 64.5 ммШирина колеса мм.Ширина шестерни b1 = b2 + (2ч5) = 30 + 4= 34 мм.Коэффициент ширины шестерни по диаметру.Окружная скорость колеса и степень точности передачи:м/с.При такой скорости колёс следует принять 8-ую степень точности передачи.По таблице 3.5 [1] при bd = 0.47 и твердости НВ< 350, принимаем КН = 1.05.По таблице 3.4 [1] при V = 3.6 м/с и 8-й степени точности, коэффициент КН =109.По таблице 3.6 [1] для шевронных колес коэффициент КHv = 105.Тогда коэффициент нагрузки КН = КН КН КНv = 1.05 109 105 = 1.20Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1]Мпа < [Н].Силы действующие в зацеплении:окружная сила Нрадиальная сила Н,Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25 [1] [F].где коэффициент нагрузки КF = KF KFvПо таблице 3.7 [1] при bd = 0.47,твёрдости НВ<350. Коэффициент КF = 108По таблице 3.8 [1] при V=3.6и 8-ой степени точности коэффициент КFv = 1.45Тогда КF = 108· 145 =1,57YF - коэффициент прчности зуба по местным напряжениям зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:тогда YF1 = 4.09 YF2= 3.61 (страница 42 [1]).Допускаемые напряжения при изгибеПо таблице 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости НВ< 350 принимаем НВ.для шестерни 0Flimb1 = 18 НВ1 = 18 230 = 414Мпа;для колеса 0Flimb2 = 181 НВ2 = 18 200 = 360 Мпа.Коэффициент безопасности [SF] = [SF] [SF]''.По таблице 3.9 [1]: [SF] = 175 и [SF]'' = 10.Тогда [SF] = 175 10 = 175.Допускаемые напряжения:для шестерни Мпа;для колеса Мпа.Производим сравнительную оценку прочности зубьев для чего находим отношение:для шестерни Мпа;для колеса Мпа.Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса для которых это отношение меньше.Мпа < [F2] = 206Мпа.Вывод: условие прочности выполнено.
3. Предварительный расчет валов редуктораПредварительный расчет валов проведем на кручение. Крутящие моменты в сучениях вылов: ведущего-T1 = 31,7 H·м; ведомого -Т2 = 126.8 Н·м3.1 Ведущий валКрутящий момент на валу Т1 = 12.5.Допускаемые напряжения на кручение [к] = 25 Мпа.Диаметр выходного конца валамм.Так как ведущий вал редуктора соединяется муфтой МУВП с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры выходных концов валов.По таблице 2[1] для электродвигателя 4A112М dдв = 32мм.Тогда dв1 = 0,75 dдв = 0,75 32 =24м (страница 296 [1]);диаметр вала под подшипниками принимаем dп1 = 20мм.
Конструкция ведущего вала3.2 Ведомый вал:Крутящий момент на валу Т2 = 50м. Диаметр выходного конца вала под ведущую звездочку цепной передачи определяем по пониженным напряжениям [к] = 20 МПа чем учитывается влияние изгиба вала от натяжения цепи:ммПринимаем dв2 = 32, диаметр вала под подшипники dп2 = 35м под зубчатым колесом dк2 = 40.Диаметр остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
Конструкция ведомого вала 4. Конструктивные размеры шестерни и колесаШестерню выполняем за одно целое с валом ее размеры определены выше:Z1 = 24; m = 3мм; dа1 = 78; df1 = 64.5м; b1 = 34.Колесо кованое, его размерыd2 = 288; da2 = 294; b2 = 30мм; m = 3мм; Z2 = 96 мм; df2 = 280.5мм,диаметр ступицы колеса dст2 = 16 dк2 = 64ммдлина ступицы колеса lст2 = (1215) dк2 = (1215) 40 = (48-60)ммпринимаем lст2 = b2 = 50Толщина обода 0 = (24) m = (24) 3= (612)ммпринимаем 0 = 10мм.Толщина диска С = 03 b2 = 03 30=9мм, принимаем с = 10ммДиаметр окружности центров в дискеДотв =0,5 (До + dст2) = 0.5(269+64) = 162ммГде До = df2 - (2do + 5m) = 294-(2·10+3·5) = 259ммДиаметр отверстий в диске колеса
5.Конструктивные размеры корпуса редуктораТолщина стенок корпуса и крышки = 0025aw + 1мм = 0025 180 + 1 = 5,5 мм;1 = 002aw +1мм = 002 180 + 1 = 4,6 ммпринимаем = 1 = 8мм.Толщина фланцев поясов корпуса и крышкиb = b1 = 15 = 15 8 = 12 мм.Толщина нижнего пояса корпусар = 235 = 235 8 = 18,8 мм принимаем p = 20 мм.Диаметры болтов:Фундаментных: d1 = (0030036)аw + 12 = (0030036)180 + 12 = (17,418,5) мм; принимаем болты с резьбой М18;крепящих крышку к корпусу у подшипников:d2 = (07075)d1 = (07075)18 = (12,613,5) мм принимаем болты с резьбой М12.соединяющих крышку с корпусом: d3 = (0506)d1 = (0506)18 = (910,8) мм; принимаем болты с резьбой М10.
6. Расчет цепной передачиВыбираем приводную роликовую однорядную цепь. Крутящий момент на валуТ2 = 126,8Н·мПередаточное отношение определено выше Uц = 3,55.Число зубьев ведущей звездочкиz3 = 31 - 2Uц = 31 - 2 355 = 23,9; принимаем z3 = 24.Число зубьев ведомой звездочкиz4 = z3Uц = 24 3,55 = 85,2. Принимаем z4 = 85Фактическое передаточное отношениечто соответствует принятому.Оклонение Д = Допускается ± 3%Определяем расчетный коэффициент нагрузки (формула 7.38[1]);Кэ = КдКаКнКрКсмКп = 1111251125 = 156;где Кд = 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;Ка = 1 - коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния при ац (30ч60)t;Кн = 1 - коэффициент влияние угла наклона линии центров при = 45; Кн =1,0Кр - коэффициент, учитывает способ регулирования натяжения цепи Кр = 125 при периодическом регулировании натяжения цепи;Ксм - коэффициент учитывает способ смазки; при непрерывной смазке Ксм = 10;Кп - учитывает продолжительность работы передачи в сутки при двухсменной работе Кп = 125.Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] при n2 = 238 об/мин, ориентируясь на шаг цепи t = 19,05 принимаем [p] = 24 МПа.Шаг однорядной цепимм.Подбираем по таблице 7.15 [1] цепь ПР-25,4-60 по ГОСТ 13568-75, имеющую: шаг t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60кН; массу q = 2,6 кг/м;Аоп = 179,7мм2.Скорость цепим/с.Окружная силаH.Давление в шарнирах проверяем по формуле 7.39 [1]:МПа.Уточняем по таблице 7.18 [1] допускаемое давление.р = 23 [ 1 + 001 (z3 - 17)] = 21 [1 + 001 (24 - 17)] = 22,5 МПа.Условие р [p] выполнено.Определяем число звеньев цепи (формула 7.36 [1])где (стрaница 148 [1]); z = z3 + z4 = 24 + 85 = 109.тогда Lt = 2 ? 50 + 05 ? 109 + = 156,4. Округляем до четного числа Lt = 156.Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37 [1]Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% т.е. на 1265 ? 0004 5 мм.Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле 7.34 [1]мм;мм.Определяем диаметры наружных окружностей звездочек.мммм,где d1 = 15,88 мм - диаметр ролика цепи (таблица 7.15 [1]).Силы, действующие на цепь:Окружная Ftц = 1300Н (определены выше).От центробежных сил Fv = q ? 2 = 2,6 ? 2,422 = 16 H.От провисания цепи Ff = 981 ? Kf ? q ? ац = 981 ? 15 ? 2,6 ? 1,27= 49 Н,Расчетная нагрузка на вал Fв = Ftц + 2Fг = 1300+ 2 ? 49 = 1398H.Проверяем коэффициент запаса прочности цепи (формула 7.40 [1]) > [S] = 8,4где [S] = 8,4- нормативный коэффициент запаса прочности цепи (таблица 7.19 [1]).Условие S > [S] выполненоРазмеры ведущей звездочки:dd3 =194.6мм; Дез = 206ммдиаметр ступицы звездочкиДст3= 16 dв2 = 16 ? 32 = 52мм;длина ступицы lст3 = (1216) ? dв2 = (1216) ? 32 = (38,4ч51,2) мм;принимаем lст3 = 50 мм.Толщина диска звездочкиС = 093 Вн = 093 ? 15,88 =14,8 ммгде Вн = 15,88 мм - расстояние между пластинами внутреннего звена цепи (табл. 7.15 [1])
7. Первый этап компоновки редуктораКомпоновку выполняется в два этапа. Превый этап позволяет приближенно определить положение зубчатых колес и ведущей звездочки цепной передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций и набора подшипников.Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке корпуса в масштабе М 1:1.Примерно по середине листа проводим горизонтальную осевую линию затем две вертикальные оси валов на расстоянии аw = 180 мм.Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо: шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца колеса.Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:а) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = д =10 мм;б) принимаем зазор между торцом ступицы шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 10 мм;в) принимаем зазор между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А2 = 10 мм.Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75. Габариты подшипников выбираем из таблицы П3. [1] по диаметру вала в месте посадки подшипника: dп1 = 30 мм; dп2 = 35 мм.
|
Условное обозначение подшибника | d | D | B | Грузоподъёмность, кН | |
| Размеры, мм | | |
206 | 30 | 62 | 16 | 19,5 | 10 | |
207 | 35 | 72 | 17 | 25,5 | 13,7 | |
|
Решаем вопрос смазки подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер У=10 мм; принимаем У = 10 мм.Находим расстояние от середины шестерни до точек приложения реакции подшипников к валам:на ведущем валу мм;на ведомом валу мм;тоесть l1 = l2 = 54 мм.Из расчета цепной передачи определяем расстояние от точки приложения натяжения цепи к валу, до точки приложения реакции ближайшего из подшипника ведомого вала.Длина гнезда подшибникамм,S = 10 мм - толщина врезной крышки;Определяем расстояние от точки приложения натяжения цепи к валу до реакции ближайшего подшибника ведомого валамм
8. Проверка долговечности подшипников8.1 Ведущий валСилы, действующие в зацеплении:Ft = 500 H; Fr = 182 H, из первого этапа компоновки l1 = 46 мм.
Расчетная схема валаОпределяем реакции опор:а) в горизонтальной плоскости H;б) в вертикальной плоскости Н.Определяем изгибающие моменты и строим эпюры:а) в горизонтальной плоскостиMx1 = 0; Mx2 = 0; Mcx = Rx1? l1 = 440? 54 = 23760 H?мм = 23,76 Н?м;б) в вертикальной плоскостиMy1 = 0; My2 = 0; Mcy = Ry1? l1 = 160? 54 = 8640 H?мм = 8,64 Н?м.Определяем суммарные реакции опорТак как осевая нагрузка в зацеплении отсутствует то коэффициент осевой нагрузкиy = 0 а радиальной x = 10.Эквивалентную нагрузку определяем по формулеРэ = x ? v ? R ? Кб ? Ктпри t < 100 C температурный коэффициент Кт = 10 (табл. 9.20 [1] );V = 10 - коэффициент при вращении внутреннего кольца подшипника.Кб =1.2 -коэфициент безопасности для редукторовТогда Рэ = 1,0 ? 1,0 ? 470 ? 12 ? 1,0 = 570 H = 0,57кН.Расчетная долговечность, часовчасов.
8.2 Ведомый валСилы действующие в зацеплении: Ft = 880 H; Fr = 320 H; Fц = 1398 H. Крутящий момент на валу Т2 = 126 Н?м. n2 = 238об/минИз первого этапа компоновки: l2 = 54 мм; l3 = 70 мм.Расчетная схема валаСоставляющие действующие на вал от натяжения цепи.Fцx = Fцy = Fц ? sinг = 1398 ? sin 45° = 1398 ? 07071 = 988 Н.Определяем реакции опор:а) в горизонтальной плоскостиm3 = 0; Fцx? (2l2 + l3) - Ft ? l2 - Rx4 ? 2l2 = 0;Н;m4 = 0; - Rx3 ? 2l2 + Ft ? l2 + Fцx ? l3 = 0H.Проверка:xi = 0; Rx3 + Fцx - Ft - Rx4 = 1126 + 988 - 880 - 1234= 0.Следовательно реакции определены верно.б) в вертикальной плоскостиm3 = 0; Fr? l2 + Fцy? (2l2 + l3) - Ry4? 2l2 = 0H;m4 = 0; - Ry3? 2l 2 - Fr? l 2 + Fцy? l 3 = 0;Н.Проверка:yi = 0; Ry3 + Fr + Fцy - Ry4 = 480 + 320+988 - 1788 = 0.Следовательно реакции определены верно.Определяем изгибающие моменты и строим эпюры:а) в горизонтальной плоскостиМx3 = 0; Mbx = 0;Max = - Rx3? l2 = - 1126? 54 = - 60800 H?мм = -60,8 Н?м;M4х = - Fцx? l3 = - 988 ?70 = - 69160 H?мм = - 69,16 Н?м;б) в вертикальной плоскостиM3y = 0 M by = 0;May = Ry3? l 2 = 480 ? 54 = 25920 H?мм = 25,92 Н?м;M4y = - Fцy? l 3 = - 998 ? 70 = - 69160 H?мм = - 69,16 Н?м.Определяем суммарные реакции опорН;Н.Эквивалентную нагрузку определяем для более нагруженной опоры “4” так какR4 > R3.Значения коэффициентов принимаем те же что и для ведущего вала:x = 1,0 v = 1,0 Кт = 1,0 Кб = 12. У = 0;Определяем эквивалентную нагрузкуРэ4 = x ? v ? R4 ? Кт ? Кб = 1,0 ? 1,0 ? 2,18 ? 1,2 ? 10 = 2,62 кН.Расчетная долговечность, часовчасов.Подшипники ведущего вала № 205 имеют ресурс Lh = 69?104 ч а подшипники ведомого вала № 206 имеют ресурс Lh = 64,52?103 часов.
9. Проверка прочности шпоночных соединенийШпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок пазов и длины по ГОСТ 23360 - 78. Материал шпонок сталь 45 нормализованная.Напряжения смятия и условие прочности;допускаемые напряжения при стальной ступице [см] = 120 МПа, а при чугунной ступице [G см] = 70 МПа.
9.1 Ведущий валКрутящий момент на валу Т1 = 31,7 Н?м.Шпонка на выходном конце вала для соединения муфтой с валом электродвигателя. По таблице 8.9 [1] при dв1 = 18 мм находим bЧh = 8Ч7 мм; t1 = 4 мм; длина шпонкиl = 40 мм при длине ступицы полумуфты lст = 45 мм (Таблица 11.5 [1]).Тогда
9.2 Ведомый валКрутящий момент на валу Т2 = 126,8 Н?м.Шпонка под зубчатым колесом dк2 = 40 мм. По табл. 8.9 [1] принимаем bЧh = 12Ч8 мм; t1 = 5 мм; длина шпонки l = 45 мм . При длине ступицы колеса lст3 = 50 мм.Тогда Шпонка на выходном конце вала, под ведущую звёздочку цепной передачи,dв2 = 32мм; По таблице8.9[1] bЧh = 10Ч8; t 1 = 5мм; l = 50мм; при длине ступицы звёздочки lст = 55ммЗвёздочка литая из стали 45ЛТогда Вывод: Условие см [см] выполнено.
10. Уточненный расчет валовБудем выполнять расчет для предположительно опасных сечений. Прочность соблюдена при S [S].
10.1 Ведущий валМатериал вала сталь 45, улучшенная так как вал изготовлен за одно целое с шестерней. По таблице 3.3 [1] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1 = 78 мм) принимаем в = 780 МПа.Предел выносливости при симметричном цикле изгиба = 043?в = 043 ? 780 = 335 МПа.Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений-1 = 058? = 058 ? 335 = 193 МПа.Сечение А-А .Это сечение выходного конца вала dв1 = 24 мм под муфту, для соединения вала двигателя с валом редуктора. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. По таблице 8.9 [1] при dв1 = 24 мм находим b = 8 мм; t1 = 4 мм. Это сечение рассчитываем на кручение. Коэффициент запаса прочности сечения.Момент сопротивления кручениюмм3.Крутящий момент на валу Т1 = 12,5 Н?м.Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряженийМПа.Принимаем по таблице 8.5 [1] K = 178по таблице 8.8 [1] = 083 и = 01. Тогда10.2 Ведомый валМатериал вала - сталь 45, нормализованная. По табл.3.3[1] принимаем в = 580 МПа.Cечение вала А-А.Это сечение под зубчатым колесом dк2 = 40 мм. Крутящий момент на валуТ2 = 126,8 Н?м. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при dк2=35мм находим b = 12 мм, t1 = 5 мм.Вал подвергается совместному действию изгиба и кручения.Момент сопротивления изгибу:мм3.Амплитуда нормальных напряжений: МПа. Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:МПа.По табл. 8.5 [1] K= 1,58; K = 1,48;По табл. 8.8 [1] = 0,85; = 0,73; = 0,1.Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениямРезультирующий коэффициент запаса прочности сеченияСечение вала Б-Б.Это сечение выходного конца вала под ведущую звездочку цепной передачиdв2 = 32мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при dв2=25 мм находим b = 10 мм, t1 = 5 мм.Вал подвергается совместному действию изгиба и крученияИзгибающий момент в сечении под звездочкойMи = Fц? x приняв x =50 мм получимМи = 1398 ? 50 = 69,9 Н?м.Момент сопротивления кручениюмм3.Момент сопротивления изгибумм3.Амплитуда нормальных напряженийМПа; m = 0.Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряженийМПа.По табл. 8.5 [1] принимаем К= 158; К = 148.По табл. 8.8 [1] находим = 087; = 076;Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениямКоэффициент запаса прочности по касательным напряжениямРезультирующий коэффициент запаса прочности сеченияВывод: прочность валов обеспечена.
11. Выбор сорта смазкиСмазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса редуктора.Объем масляной ванны (Vм) определяется из расчета 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности.Vм = 025? Ртр = 3,15 = 0,7 дм3.По табл. 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряженияхн = 302 МПа и скорости колес V = 4,26 м/с рекомендуемая вязкость масла50 = 28?10-6 м2/cПо табл. 10.10 [1] по ГОСТ 20799 - 75 выбираем масло индустриальное И - 30А.Подшипниковые камеры заполняют пластичной смазкой УТ-1 (Табл. 9.14 [1]). Периодически смазка пополняется шприцем через пресс - масленки.
12. Посадки деталей редуктораПосадки назначаем в соответствии с указаниями таблица 10.13. [1]по ГОСТ 25347 - 82.Посадка зубчатого колеса на вал .Посадка ведущей звездочки на вал .Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.Посадки остальных деталей указаны на сборочном чертеже редуктора.
13. Сборка редуктораПеред сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вала начиная с узлов валов;На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники номер 206 предварительно нагретые в масле до t = 90 - 100 С и надевают сквозную подшипниковую крышку.В ведомый вал закладывают шпонку 12Ч8Ч45 мм и напрессовывают колесо до упора в бурт вала устанавливают распорную втулку мазеудерживающие кольца шарикоподшипники номер 207 предварительно нагретые в масле и надевают сквозную подшипниковую крышку.Собранные валы укладывают в основание корпуса заполняют подшипниковые камеры пластичной смазкой. Покрывают поверхности стыка корпуса и крышки спиртовым лаком устанавливают в проточки корпуса глухие врезные подшипниковые крышки и устанавливают крышку корпуса.Перед установкой сквозных подшипниковых крышек в проточки закладывают войлочные сальники.Для центровки крышка устанавливается на корпусе с помощью двух конических штифтов.Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышку корпуса болтами.Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой жезловый маслоуказатель и пресс-масленки. Заливают внутрь корпуса масло индустриального И - 30А и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из маслостойкой резины и закрепляют крышку болтами.Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.
ЛитератураЧернавский С.А. и др. “Курсовое проектирование деталей машин”. М. 1987г.Устюгов.И.И «Детали машин». М 1981г.