Ціль курсового проектування - систематизувати, закріпити, розширити теоретичні знання, а також розвити розрахунково-графічні навички студентів. Основні вимоги, пропоновані до створюваної машини: висока продуктивність, надійність, технологічність, мінімальні габарити й маса, зручність в експлуатації й економічність. У проектованому редукторі використовуються зубчасті передачі.

Нам у нашій роботі необхідно спроектувати редуктор для стрічкового транспортера, а також підібрати муфти, двигун. Редуктор складається з литого чавунного корпуса, у якому поміщені елементи передачі - 2 шестірні, 2 колеса, підшипники, вали та ін. Вхідний вал за допомогою муфти з'єднується із двигуном, вихідний також за допомогою муфти із транспортером.

1. Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок

Кінематичний аналіз схеми привода

Привод складається з електродвигуна, двоступінчастого редуктора. При передачі потужності мають місце її втрати на подолання сил шкідливого опору. Такі опори мають місце й у нашім приводі: у зубчастій передачі, в опорах валів, у муфтах і в ременях з роликами. Через цього потужність на приводному валу буде менше потужності, що розвивається двигуном, на величину втрат.

1.1 Коефіцієнт корисної дії привода

По таблиці 1.1 [1] коефіцієнт корисної дії пари циліндричних коліс ?з.к. = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, ?п = 0,99; коефіцієнт, що враховує втрати в муфті ?м = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати в ремені з роликами ?р = 0,9

0,98*0,99*0,98 = 0,95

0,95*0,98*0,99 = 0,92

0,92*0,99 = 0,91

Загальний КПД привода:

= 0,982 * 0,995 * 0,982*0,9 = 0,8

1.2 Вибір електродвигуна

Необхідна потужність електродвигуна:

Ртр=Р3/ =8/0,8=10 кВт,

Частота обертання барабана:

При виборі електродвигуна враховуємо можливість пуску транспортера з повним завантаженням.

Пускова необхідна потужність:

Рп=Ртр*1,3м=10*1,3=13 кВт

кВт

За ДСТ 19523-81 по необхідній потужності

Ртр = 10 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний

короткозамкнений серії 4АН закритий, що обдувається із синхронною частотою

n = 1500 о/хв 4АН132М4 з параметрами Рдв = 11 кВт і ковзанням

S=2,8 %, відношення Рп/Рн=2. Рпуск=2*11=22 кВт - потужність даного двигуна на пуску. Вона більше чим нам потрібно Рп= 13 кВт.

Номінальна частота обертання двигуна:

де: nдв - фактична частота обертання двигуна, хв-1;

n - частота обертання, хв-1;

s - ковзання, %;

Передатне відношення редуктора:

U=nдв/n3=1458/95,5=15,27

Передатне відношення першого щабля приймемо u1=5; відповідно до другому щаблю u2=u/u1=15,27/5=3,05

1.3 Крутний моменти

Момент на вхідному валу:

де: Ртр - необхідна потужність двигуна, кВт;

- кутова швидкість обертання двигуна, о/хв;

де: nдв - частота обертання двигуна, хв-1;

Момент на проміжному валу:

Т2 = Т1 * u1 * ?2

де: u1 - передатне відношення першого щабля;

?2 - КПД другі вали;

Т2 = 65,5*103 * 5*0,92 =301,3*103 Нмм

Кутова швидкість проміжного вала:

Момент на вихідному валу:

Т3 = Т2 * u2 * ?3

де: u2 - передатне відношення другого щабля;

?3 - КПД треті вали;

Т3 = 301,3*103 * 3,05 * 0,91 = 836,3*103 Нмм

Кутова швидкість вихідного вала:

Всі дані зводимо в таблицю 1:

Таблиця 1 - Вихідні дані

	Швидкохідний вал	Проміжний вал	Тихохідний вал
Частота обертання, о/хв	n1= 1458	n2=291,3	n3=95,5
Кутова швидкість, рад/с	w1= 152,7	w2 =30,5	w3= 10
Крутний момент, 103 Нмм	T1= 65,5	T2= 301,3	T3= 836,3

2. Розрахунок зубчастих коліс

2.1 Вибір матеріалу

Вибираємо матеріал із середніми механічними характеристиками: для шестірні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, але на 30 одиниць нижче НВ 200.

Контактні напруги, що допускаються, по формулі (3.9 [1])

, МПа

де: ?Н lim b - межа контактної витривалості, МПа;

, МПа

для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестірні: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

КН - коефіцієнт довговічності

де: NHO - базове число циклів напруг;

NНЕ - число циклів зміни напруг;

Тому що, число навантаження кожного зуба колеса більше базового, то приймають КHL = 1.

[SH] - коефіцієнт безпеки, для коліс нормалізованої й поліпшеної сталі приймають [SH] = 1,1 1,2.

Для шестірні:

Для колеса:

Тоді розрахункова контактна напруга визначаємо по формулі (3.10 [1])

= 0.45(481+428)=410 МПа.

2.2 Розрахунок швидкохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.

2.2.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

, мм

де: Ка - для косозубних коліс Ка = 43;

u1 - передатне відношення першого щабля;

Т2 - крутний момент другого вала, Нмм;

КН? - коефіцієнт, що враховує не рівномірність розподілу навантаження по ширині вінця.

При проектуванні зубчастих закритих передач редукторного типу приймають значення КН? по таблиці 3.1 [1]. КН?=1,25

[?H] - напруга, що допускається гранично;

?ba - коефіцієнт відносини зубчастого вінця до міжосьової відстані, для косозубної передачі ?ba = 0,25 0,40.

мм

Найближче значення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 аw = 160 мм (див. с.36 [1]).

2.2.2 Нормальний модуль

mn = (0,01 0,02)*аw

де: аw - міжосьова відстань, мм;

mn = (0,01 0,02)*аw = (0,01 0,02)*160 = 1,6 3,2 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 mn = 3.

Попередньо приймемо кут нахилу зубів ?=10°.

2.2.3 Число зубів шестірні (формула 3.12 [1] )

де: аw - міжосьова відстань, мм;

? - кут нахилу зуба, °;

u1 - передатне відношення першого щабля;

mn - нормальний модуль, мм;

2.2.4 Число зубів колеса

z2 = z1 * u1 = 17*5=85

Уточнюємо значення кута нахилу зубів

де: z1 - число зубів шестірні;

z2 - число зубів колеса;

mn - нормальний модуль, мм;

аw - міжосьова відстань, мм;

? = 17°

2.2.5 Діаметри ділильні

Для шестірні:

Для колеса:

Перевірка:

2.2.6 Діаметри вершин зубів

Для шестірні: da1 =d1+2mn =53,3 + 2*3 = 59,3 мм

Для колеса: da2 =d2+2mn = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм

2.2.7 Ширина зуба

Для колеса: b2 = ?ba * aw = 0,4 * 160 = 64 мм

Для шестірні: b1 = b2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм

2.2.8 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру

де: b1 - ширина зуба для шестірні, мм;

d1 - ділильний діаметр шестірні, мм;

2.2.9 Окружна швидкість коліс

м/з

Ступінь точності передачі: для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с варто прийняти 8-ю ступінь точності.

2.2.10 Коефіцієнт навантаження

По таблиці 3.5 [1] при ?bd = 1,29, твердості НВ< 350 і несиметричному рас-положенні коліс коефіцієнт КН? = 1,17.

По таблиці 3.4 [1] при ? = 4,1 м/с і 8-й ступеня точності коефіцієнт КН?=1,07.

По таблиці 3.6 [1] для косозубних коліс при швидкості менш 5 м/с КН? = 1.

= 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252

2.2.11 Перевіряємо контактні напруги по формулі

, МПа

де: аw - міжосьова відстань, мм;

Т2 - крутний момент другого вала, Нмм;

КН - коефіцієнт навантаження;

u1 - передатне відношення першого щабля;

b2 - ширина колеса, мм;

Умова міцності виконана.

2.2.12 Сили, що діють у зачепленні

У зачепленні діють три сили:

Окружна

, Н

де: Т1 - крутний момент провідного вала, Нмм;

d1 - ділильний діаметр шестірні, мм;

Радіальна

, Н

де: ? - кут зачеплення, °;

? - кут нахилу зуба, °;

Осьова

Fa = Ft * tg ?, Н

Fa = Ft * tg ? = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н

2.2.13 Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

( см. формулу 3.25 [1] ).

, МПа

де: Ft - окружна сила, Н;

Коефіцієнт навантаження КF = KF? * KF?

По таблиці 3.7 [1] при ?bd = 1,34, твердості НВ ‹ 350 і несиметричному рас-положенні зубчастих коліс щодо опор коефіцієнт КF? = 1.36.

По таблиці 3.8 [1] для косозубних коліс 8-й ступеня точності й швидкості 4,1 м/с коефіцієнт КF? = 1,1.

Таким чином, КF = 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коефіцієнт, що враховує форму зуба, YF залежить від еквівалентного числа зубів z?

У шестірні

У колеса

Коефіцієнт YF1 = 3,85 і YF2 = 3,6 (див. стор. 42 [1] ).

Визначаємо коефіцієнти Y? і КF?

де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття ?? = 1,5; ступінь точності n = 8.

Допускаються напруги при перевірці на вигин, визначають по формулі 3.24 [1]:

, МПа

По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної границя витривалості при циклу вигину = 1,8 НВ.

Для шестірні = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коефіцієнт безпеки

По таблиці 3.9 [1] [SF]' = 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [SF]” = 1 для кувань і штампувань.

Напруги, що допускаються:

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин варто проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення менше. Знайдемо відносини:

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин проводимо для колеса:

Умова міцності виконана.

2.3 Розрахунок тихохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора

2.3.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

, мм

де: Ка = 43;

u3 - передатне відношення на виході;

Т3 - крутний момент на виході;

КН?=1.25

?ba = 0,25 0,40.

Найближче значення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 аw = 200 мм (див. с.36 [1]).

2.3.2 Нормальний модуль

mn = (0,01 0,02)*аw = (0,01 0,02)*200 = 2 4 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 mn = 3 мм

Попередньо приймемо кут нахилу зубів ?=10°.

2.3.3 Число зубів шестірні

2.3.4Число зубів колеса

Z4 = z3 * u2 = 32*3,05=97,6

2.3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубів

? = 12,83°=12o50/

2.3.6 Діаметри ділильні

Для шестірні:

Для колеса:

Перевірка:

2.3.7 Діаметри вершин зубів

Для шестірні: da3 =d3+2mn =98,5 + 2*3 = 104,5 мм

Для колеса: da4 =d4+2mn = 301,5 + 2*3 = 307.5 мм

2.3.8 Ширина зуба

Для колеса: b4 = ?ba aw = 0,4 * 200 = 80 мм

Для шестірні: b3 = b4 + 5 = 80 + 5 = 85 мм

2.3.9 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметрі

2.3.10 Окружна швидкість коліс

, м/с

Ступінь точності передачі: для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с варто прийняти 8-ю ступінь точності.

2.3.11 Коефіцієнт навантаження

По таблиці 3.5 [1] при ?bd = 0,93, твердості НВ< 350 і несиметричному рас-положенні коліс коефіцієнт КН? = 1,1.

По таблиці 3.4 [1] при ? = 1,5 м/с і 8-й ступеня точності коефіцієнт КН?=1,06.

По таблиці 3.6 [1] для косозубних коліс при швидкості більше 1,5 м/с коефіцієнт КН? = 1.

= 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15

2.3.12 Перевіряємо контактні напруги по формулі

Умова міцності виконана

2.3.13 Сили, що діють у зачепленні

У зачепленні діють три сили:

Окружна

Радіальна

Осьова

Fa = Ft * tg ?=6117,8*0.228=1394,9 Н

2.3.14 Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

Коефіцієнт навантаження КF = KF? * KF? ( см. стр. 42 [1])

По таблиці 3.7 [1] при ?bd = 0,863, твердості НВ ‹ 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор коефіцієнт КF? = 1.2.

По таблиці 3.8 [1] для косозубних коліс 8-й ступеня точності й швидкості 1,5м/с коефіцієнт КF? = 1,1.

Таким чином, КF = 1,2 * 1,1 = 1,32.

Коефіцієнт, що враховує форму зуба, YF залежить від еквівалентного числа зубів z?

У шестірні

У колеса

Коефіцієнт YF1 = 3,62 і YF2 = 3,6 (див. стор. 42 [1] ).

Визначаємо коефіцієнти Y? і КF?

де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття ?? = 1,5; ступінь точності n = 8.

Допускаються напругу при перевірці на вигин визначають по формулі 3.24 [1]:

По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної границя витривалості при циклі вигину = 1,8 НВ.

Для шестірні = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коефіцієнт безпеки

По таблиці 3.9 [1] [SF]' = 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [SF]” = 1 для кувань і штампувань.

Напруги, що допускаються:

Для шестірні

Для колеса

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин проводимо для колеса

Умова міцності виконана

3. Попередній розрахунок валів редуктора

Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.

3.1 Провідний вал

Діаметр вихідного кінця, Н/мм2.

, мм [1]

де: Т-Крутний момент, Нмм;

- допускається навантаження Н/мм2;

мм

Тому що вал редуктора з'єднаний з валом двигуна муфтою, то необхідно погодити діаметри ротора dдв і вала dв1. Муфти УВП можуть з'єднувати вали зі співвідношенням dв1:dдв 0,75, але напівмуфти повинні при цьому мати однакові зовнішні діаметри. У підібраного електродвигуна dдв=32 мм. Вибираємо МУВП за ДСТ 21425-93 з розточеннями напівмуфт під dдв=32 мм і dв1=25 мм.

Приймемо під підшипник dп1=30 мм.

Шестірню виконаємо за одне ціле з валом.

3.2 Проміжний вал

Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.

Діаметр під підшипник допускається Н/мм2.

мм

Приймемо діаметр під підшипник dП2=30 мм.

Діаметр під зубчастим колесом dзк=35 мм.

Шестірню виконаємо за одне з валом.

3.3 Вихідний вал

Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.

Діаметр вихідного кінця Н/мм2.

мм

Вибираємо муфту МУВП за ДСТ 21424-75 з розточенням напівмуфт під dв3=46мм.

Діаметр під підшипник приймемо dП3=50 мм.

Діаметр під колесо dзк=55 мм.

4. Конструктивні розміри шестірні й колеса

Розміри коліс визначаються з наступних формул:

Діаметр западин зубів: df=d1-2.5mn, мм

Діаметр маточини: , мм

довжина маточини: , мм

товщина обода: , мм., але не менш 8 мм.

товщина диска: , мм

діаметр отворів: , мм Do=df-2 мм

фаска: n=0.5mn x 45o

Всі розрахунки зводимо в таблицю 2:

Таблиця 2 - Розрахунки

	z	mn	b, мм	d, мм	da, мм	df, мм	dст, мм	Lст, мм	, мм	З, мм
1) щабель	шестірня	17	3	69	53,3	59,34	45,8	-	-	-	-
	колесо	85	3	64	266,7	272,7	259,2	72	67,5	8	18
2) щабель	шестірня	32	3	85	98,5	104,5	91	-	-	-	-
	колесо	98	3	80	301,5	307,5	294	104	97,5	8	24

5. Конструктивні розміри корпуса й кришки

Розрахунок проведемо по формулах (табл. 10.2, 10.3[1]):

Товщина стінки корпуса: мм.

Товщина стінки кришки редуктора: мм.

Товщина верхнього пояса (фланця) корпуса: мм.

Товщина нижнього пояса (фланця) кришки корпуса: мм.

Товщина нижнього пояса корпуса: мм., приймемо р=23 мм.

Товщина ребер підстави корпуса: мм., приймемо m=9 мм.

Товщина ребер кришки корпуса: мм., приймемо m=8 мм.

Діаметри болтів:

- фундаментальних: мм., приймаємо болти з різьбленням М20;

- які кріплять кришку до корпуса в підшипників: мм., приймаємо болти з різьбленням М16;

- які кріплять кришку з корпусом: мм., приймаємо болти з різьбленням М12;

Гніздо під підшипник:

- Діаметр отвору в гнізді приймаємо рівним зовнішньому діаметру підшипника: Dп1=30 мм, Dп2=60 мм.

- Діаметр гнізда: Dk=D2+(2-5) мм., D2 - Діаметр фланця кришки підшипника, на 1 і 2 валах D2= 77мм, на 3 валу D2= 105мм. Тоді Dk1=D2+(2-5)= 80 мм, Dk2=D2+(2-5)= 110 мм.

Розміри радіальних шарикопідшипників однорядних середньої серії наведені в таблиці 3:

Таблиця 3 - Розміри радіальних шарикопідшипників однорядних середньої серії

Умовна позначка підшипника	d	D	B	Вантажопідйомність,кН
	Розміри, мм	С	З
N306	30	72	19	28,1	14,6
N310	50	100	27	65,8	36

Розміри штифта:

- Діаметр мм.

- Довжина мм.

З табл. 10.5[1] приймаємо штифт конічний ДЕРЖСТАНДАРТ 3129-70

мм, мм.

Зазор між торцем шестірні з однієї сторони й маточини з інший, і внутрішньою стінкою корпуса А1=1,2 =1,2*10=12 мм.

Зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса, а також відстань між зовнішнім кільцем підшипника провідного вала й внутрішньою стінкою корпуса А= =10 мм.

Для запобігання витікання змащення підшипників усередину корпуса й вимивання пластичного матеріалу, що змазує, рідким маслом із зони зачеплення встановлюємо кільця, їхню ширину визначає розмір y=8-12 мм. Ми приймаємо y=10 мм.

6. Перевірка довговічності підшипників

6.1 Провідний вал

Реакції опор:

у площині XZ:

Перевірка:

-388,2-2457,8+2108,7+737,3=0

у площині YZ:

Перевірка:

-542,5+935,4-392,9=0

Сумарні реакції:

Підбираємо підшипник по більш навантаженій опорі №2

Умовна позначка підшипника	d	D	B	Вантажопідйомність,кН
	Розміри, мм	С	З
N306	30	72	19	28,1	14,6

Відношення

Цій величині по таблиці 9.18[1] відповідає e=0,21

Відношення X=0.56, Y=2.05

Еквівалентне навантаження по формулі:

, H

де V= 1-обертається внутрішнє кільце підшипника;

коефіцієнт безпеки по таблиці 9.19[1] КБ=1;

температурний коефіцієнт по таблиці 9.20[1] КТ=1,0.

Розрахункова довговічність, млн. про по формулі:

Розрахункова довговічність, год по формулі :

год

Фактичний час роботи редуктора

Термін служби 7 років, при двозмінній роботі:

365днів*16ч.КгодКсут=365*16*0,7*0,3=1226,4 год.

6.2 Проміжний вал

Реакції опор:

у площині XZ:

Перевірка:

3176-6117,8+484+2457,8=0

у площині YZ:

Перевірка:

1,6+2283,8-935,4-1350=0

Сумарні реакції:

Підбираємо підшипник по більш навантаженій опорі №1

Умовна позначка підшипника	d	D	B	Вантажопідйомність,кН
	Розміри, мм	С	З
N306	30	72	19	28,1	14,6

Відношення

Цій величині по таблиці 9.18[1] відповідає e=0,21

Відношення X=1, Y=0

Еквівалентне навантаження по формулі:

Розрахункова довговічність, млн. про по формулі:

Розрахункова довговічність, год. по формулі:

год.

6.3 Ведений вал

Реакції опор:

у площині XZ:

Перевірка:

-5325,8+6117,8+1043,3-1835,3=0

у площині YZ:

Перевірка:

-254,6-2283,8+2538,4=0

Сумарні реакції:

Підбираємо підшипник по більше навантаженій опорі №1

Умовна позначка підшипника	d	D	B	Вантажопідйомність,кН
	Розміри, мм	С	З
N310	50	100	27	65,8	36

Відношення

Цій величині по таблиці 9.18[1] відповідає e=0,195

Відношення X=0.56, Y=2.2

Еквівалентне навантаження по формулі:

Розрахункова довговічність, млн. про по формулі:

Розрахункова довговічність, год по формулі:

год

7. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

Застосовуються шпонки призматичні з округленими торцями по

ДЕРЖСТАНДАРТ 23360-78. Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

Таблиця 1 - Шпонкові з'єднання

Діаметр вала d, мм	Ширина шпонки b, мм	Висота шпонки h, мм	Довжина шпонки l, мм	Глибина паза t1, мм
25	8	7	30	4
35	10	8	32	5
46	12	8	65	5
55	16	10	55	6

Напруги зминання й умова міцності по формулі:

Напруги зминання, що допускаються, при сталевій маточині =100...120 Мпа

7.1 Провідний вал

При d=25 мм; ; t1=4 мм; довжині шпонки l=30 мм; крутний момент Т1=65,5 Нм

7.2 Проміжний вал

При d=35 мм; ; t1=5 мм; довжині шпонки l=32 мм; крутний момент Т2=301,3 Нм

7.3 Ведений вал

При d=55 мм; ; t1=6 мм; довжині шпонки l=55 мм; крутний момент Т3=314 Нм

При d=46 мм; ; t1=5 мм; довжині шпонки l=65 мм

8. Уточнений розрахунок валів

8.1 Провідний вал

Уточнений розрахунок складається у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечних перерізів і порівнянні їх з значеннями, що допускаються s. Міцність дотримана при .

Матеріал вала - сталь 45 поліпшена. По таблиці 3.3[1]

Границі витривалості:

Рис.1 - Перетин А-А

Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкового паза

Коефіцієнт запасу міцності по нормальних напругах вигину

Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруженнях

По таблиці 8.5[1] приймаємо ;

По таблиці 8.8[1] приймаємо ;

Момент опору крутінню по таблиці 8.5[1]:

при d=25 мм; b=8 мм; t1=4 мм

Момент опору вигину:

При d=25 мм; b=8 мм; t1=6 мм

Згинальний момент у перетині А-А

My=0;

MА-А=МX

Амплітуда й середнє значення циклу:

Амплітуда нормальних напруг:

Перемінна постійних напруг:

Тоді

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )

Умова міцності виконана.

Перетин В-В

приймаємо

. Момент опору крутінню при d=40.3 мм:

Момент опору вигину:

Згинальний момент у перетині B-B

Амплітуда й середнє значення циклу:

Амплітуда нормальних напруг:

величина дуже маленька тому неї враховувати не будемо

Тоді

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )

Умова міцності виконана.

8.2 Проміжний вал

Матеріал вала - сталь 45 поліпшена. По таблиці 3.3[1]

Границі витривалості:

Рис. 2 - Перетин А-А

Концентрація напруг обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом

приймаємо

Момент опору крутінню при d=30 мм:

Момент опору вигину:

Згинальний момент у перетині А-А

Амплітуда й середнє значення циклу:

Амплітуда нормальних напруг:

величина дуже маленька тому її враховувати не будемо

Тоді

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )

Умова міцності виконана.

Перетин В-В.

Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкового паза

приймаємо

Момент опору крутінню при d=35 мм; b=10 мм; t1=5 мм

Момент опору вигину:

Згинальний момент у перетині B-B

Амплітуда й середнє значення циклу:

Амплітуда нормальних напруг:

величина дуже маленька тому неї враховувати не будемо

Тоді

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі

Умова міцності виконана.

8.3 Ведений вал

Матеріал вала - сталь 45 поліпшена. По таблиці 3.3[1]

Границі витривалості:

Рис. 3 - Перетин А-А

Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкового паза

приймаємо

Момент опору крутіння при d=55 мм; b=16 мм; t1=6 мм

Момент опору вигину:

Згинальний момент у перетині А-А

Амплітуда й середнє значення циклу:

Амплітуда нормальних напруг:

величина дуже маленька тому її враховувати не будемо

Тоді

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )

Умова міцності виконана.

Перетин В-В

Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкового паза

приймаємо

Момент опору крутінню при d=42 мм; b=12 мм; t1=5 мм

Момент опору вигину:

Згинальний момент у перетині B-B

Амплітуда й середнє значення циклу:

Амплітуда нормальних напруг:

величина дуже маленька тому її враховувати не будемо

Тоді

Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )

Умова міцності виконана.

9. Вибір сорту масла

Змазування зубчастого зачеплення виробляється зануренням зубчастого колеса на проміжному валу в масло, що заливається усередину корпуса до рівня, що забезпечує занурення тихохідного колеса приблизно на 10 мм. Обсяг масляної ванни визначаємо з розрахунку 0.25 дм3 масла на 1кВт переданій потужності: V=0.25*11=2.75 дм3. По таблиці 10.8[1] установлюємо в'язкість масла. Для швидкохідного щабля при контактних напругах 401,7 МПа й швидкості v=2,8 м/с рекомендується в'язкість, що, масла повинна бути приблизно дорівнює 28*10-6 м2/с. Для тихохідного щабля при контактних напругах 400,7 МПа й швидкості v=1,05м/с рекомендується в'язкість, що, масла повинна бути приблизно дорівнює 34*10-6 м2/с.

Середня в'язкість масла

По таблиці 10.10[1] приймаємо масло індустріальне І-30А (за ДСТ 20799-75).

Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ-1, періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.

10. Посадки деталей редуктора

Посадки призначаємо відповідно до вказівок, які є в табл. 10.13 [1].

Посадка зубчастого колеса на вал H7/p6 за ДСТ 25347-82.

Шейки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6.

Відхилення отворів у корпусі під зовнішні кільця по H7.

Інші посадки призначаємо, користуючись даними табл. 10.13[1].

Cписок літератури

Чернавський С.О. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для технікумів .- К., 2004

Шейнблит А.Е. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для технікумів. - К., 2003

Палей М.А. Допуски й посадки: Довідник: В 2ч. Ч.1. - К., 2005

В.И.Анурьєв Довідник конструктора-машинобудівника: т.1,2,3. - К., 2004

Єремєєв В.К., Горен Ю.Н. Курсове проектування деталей машин: Методичний посібник і завдання до проектів для студентів заочної форми навчання всіх технічних спеціальностей. - К., 2004.

	НОВОСТИ

Изменения

Прошла модернизация движка, изменение дизайна и переезд на новый более качественный сервер

	СЧЕТЧИК

БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА
	© 2010