Расчет конического зацепления

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Расчет конического зацепления

шестерня материал контактный прочность

Из кинематического расчета выбираем данные: , с^-1, об/мин, Т₁= 32,07 Нм, Р₁ = 2,35кВт.

Назначаем материалы: - шестерня сталь 45 по ГОСТ 1050-74. Заготовка - поковка. Термообработка - улучшение. Колесо сталь 40 по ГОСТ 1050-74. Обработка - нормализация. Механические свойства таблица 3.12 (стр.62 Киркач 1). Результаты в таблице 1.

Таблица 1. Механические свойства материалов

Показатель	Твердость	Напряжение разрыва	Предел текучести
Шестерня	НВ1=200
Колесо	НВ2=192

Допускаемые контактные напряжения при проектировочном расчете, согласно ГОСТ 21354 - 87 определяют по формуле

.

Базовое число циклов перемен напряжений для шестерни 1 и колеса 2, определяют по графику 3.16 (стр.72 Киркач 1)

,

Пределы контактной выносливости, соответствующие базовому числу циклов перемен напряжений

.

.

Срок (суммарный) службы передачи

.

Продолжительность действия нагрузок в часах

.

.

.

Эквивалентное число циклов перемен напряжений для шестерни и колеса

- коэффициент долговечности учитывает срок службы и режимы нагрузок передачи

;

.

 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев таблица 3.18 (стр. 72 Киркач 1).

- коэффициент, учитывающий окружную скорость, график 3.17 (стр. 72 Киркач 1).

- коэффициент безопасности, (стр.72, Киркач 1).

Допускаемые контактные напряжения при проектировочном расчете определяют по формуле

.

.

Для конических передач, за расчетное допускаемое контактное напряжение берут напряжение

.

Проверяем условие

; 319,4 МПа МПа.

Условие выполняется, принимаем для расчета на контактную прочность допустимым напряжением МПа.

Для расчета на контактную прочность при максимальной нагрузке



Допускаемые напряжения изгиба при проектировочном расчете, согласно ГОСТ 21354 - 87 определяют по формуле

.

Предел изгибной выносливости соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, табл. 3.19 (стр. 74 Киркач 1).

МПа.

МПа.

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев, (формула 3.58 стр. 75 Киркач 1).

- коэффициент, учитывающий чувствительность материалов к перегрузкам, при проектировочном расчете (формула 3.57 стр. 75 Киркач 1).

При известном модуле выбирают по графику 3.19 (стр. 75 Киркач 1).

- коэффициент, учитывающий характер нагрузки, при нереверсивной передаче (Табл. 3.20 стр.75 Киркач 1). При реверсивной передаче по таблице 3.20 (стр. 75 Киркач 1).

- коэф. безопасности, формула 3.56 (стр. 75 Киркач 1).

- коэф., учитывающий характеристики материалов, табл. 3.19 (стр. 75 Киркач 1).

- коэф., способа получения заготовок и условий эксплуатаций, табл. 3.21 (стр. 75 Киркач 1).

Эквивалентное число циклов перемен напряжений для шестерни и колеса

- коэффициент, долговечности учитывает срок службы и режимы нагрузок передачи

- показатель степени кривой усталости при расчете на изгиб.

- базовое число циклов перемен напряжений, при изгибе.

Так как принимаем ; и принимаем .

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

МПа.

МПа.

Предельное напряжение изгиба не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба

МПа.

МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при максимальной нагрузке

МПа.

МПа.

1.1 Проектировочный расчет конического зацепления

Основными габаритными размерами для конических передач являются - делительный (начальный) диаметр шестерни по внешнему торцу и - внешнее конусное расстояние.

мм.

Нмм - вращающий момент на валу шестерни 1.

Ориентировочная окружная скорость

м/с.

При найденной скорости по таблице 3.33 (стр.86 Кир. 1) назначаем степень точность зубчатых колес - 9.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых конических колес.

Принимаем величину коэффициента ширины венца .

Рассчитываем отношение

.

Выбреем коэффициент , распределения нагрузки по ширине венца рисунки 3.20а,в (стр. 78 Киркач 1).

Коэффициент динамичной нагрузки , таблица 3.16 (стр. 70 Киркач 1). Рекомендуют выбирать на одну степень точности больше (для 8 по строчке 9).

- коэффициент формы сопряженных поверхностей для прямозубых колес.

- коэффициент, механических свойств материала колес (для стальных колес).

По таблице 3.11 (стр. 61 Киркач 1) выбираем число зубьев шестерни 1 и коэффициент торцевого перекрытия .

Вычислить коэффициент суммарной длины контактных линий

Внешний окружной модуль зацепления

мм.

Модуль округляем до стандартного значения мм.

Пересчитаем делительный диаметр шестерни 1

мм.

Число зубьев колеса 2

.

Число зубьев и диаметр условного плоского колеса

.

Угол делительный конуса шестерни 1

.

Угол делительный конуса колеса 2

Эквивалентные числа зубьев шестерни 1 и колеса 2

.

Предполагаемый коэффициент высотной коррекции

Вешнее конусное расстояние

мм.

Рабочая ширина зубчатого венца

мм.

Проверяем условие ширины венца мм - условие выполнено. По таблице 1 (страница 126 Киркач 1) принимаем мм.

Средний нормальный модуль

мм.

Средний начальный диаметр шестерни 1

мм.

Расчетная окружная скорость

м/с.

При такой скорости по таблице 3.33 (стр. 87 Киркач 1) степень точности - 8. А коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку зубьев .

Пересчитываем начальный диаметр шестерни 1

мм.

Проверяем значение модуля

мм.

Величину модуля мм и значения диаметров мм, мм оставляем без изменения.

1.2 Проверочный расчет конического зацепления

Проверка на контактную прочность.

Удельная расчетная окружная сила для расчета контактных напряжений

Н/мм.

Вычисляем окружную силу в зацеплении

Н.

Для практических расчетов, по ГОСТ 21354-75, формула контактных напряжений, при проверочном расчете имеет вид, для шестерни 1

МПа.

Контактная прочность зубьев обеспечена

МПа.

Допустимое отклонение контактных напряжений

.

Расчетное контактное напряжение от действия максимальной нагрузки

МПа.

Контактная прочность от максимальных нагрузок обеспечена.

Проверка по напряжениям изгиба.

Удельная расчетная окружная сила для расчета напряжений изгиба

Н/мм.

Вычисляем окружную силу в зацеплении

Н.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых конических колес (стр. 77 Киркач 1).

Принимаем величину коэффициента ширины венца .

Рассчитываем отношение

.

Выбреем коэффициент , распределения нагрузки по ширине венца рисунки 3.20б, г (стр. 78 Киркач 1).

Коэффициент динамичной нагрузки , таблица 3.16 (стр. 70 Киркач 1). При окружной скорости м/с).

Для практических расчетов, по ГОСТ 21354-75 формула напряжений изгиба при проверочном расчете имеет вид, для шестерни 1

.

Коэффициенты, учитывающие форму зуба для шестерни и колеса (рис. 3.21, стр. 79 Киркач 1) имеют значения , .

Коэффициент, учитывающий наклон зуба и его напряженное состояние

.

Напряжение изгиба для шестерни 1

МПа.

Напряжение изгиба для колеса 2

МПа.

Изгибная прочность зубьев обеспечена.

Проверочный расчет при изгибе от действия максимальных нагрузок.

МПа.

МПа.

Изгибная прочность от максимальных нагрузок обеспечена.

Полный геометрический расчет передачи приведен в таблице 2.



Размещено на http://www.allbest.ru/

Таблица 2. Геометрические параметры конического прямозубого зацепления

№	Наименование параметра	Расчетная формула	Единица измерен.	Шестерня	Колесо
1	2	3	4	5	6
1	Число зубьев		шт
2	Число зубьев плоского колеса		шт	82,97
3	Внешний окружной модуль зацепления		мм
4	Внешняя высота головки зуба		мм	4
5	Внешняя высота ножки зуба		мм	4,8
6	Внешняя высота зуба		мм	8,8
7	Радиальный зазор		мм	0,8
8	Ширина зубчатого венца		мм	32
9	Внешние делительные диаметры		мм	72	324
10	Внешние диаметры вершин зубьев		мм	79,808	325,728
11	Внешние диаметры впадин зубьев		мм	62,63	321,926
12	Внешнее конусное расстояние		мм	165,94
13	Среднее конусное расстояние		мм	149,94
14	Средний окружной модуль зацепления		мм	3,6
15	Средние делительные диаметры		мм	64,8	291,6
16	Глубина захода		мм	8,0
17	Угол делительного конуса для шестерни		град.
18	Угол делительного конуса для колеса		град.
19	Угол ножки зуба для шестерни		град.
20	Угол ножки зуба для колеса		град.
21	Угол конуса вершин для шестерни		град.
22	Угол конуса вершин для колеса		град.
23	Угол конуса впадин для шестерни		град.
24	Угол конуса впадин для колеса		град.
25	Толщины зубьев по внешним делительным диаметрам		мм	6,284
26	Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев шестерни		мм	161,05
27	Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев колеса		мм		31,939

2. Проектировочный расчет быстроходный вал

На рисунке 3 представлена эскизная компоновочная схема вала.

Рисунок 1. Компоновочная схема вала

Ориентировочный диаметр вала в опасном сечении при пониженном допускаемом напряжении кручения МПа.

Опоры № 1 и № 2. Роликоподшипник радиально-упорный конический однорядный № 7306 ГОСТ 333 - 79. Посадочный диаметр мм, наружный диаметр мм, ширина мм. Каталожная динамическая грузоподъемность Н, статическая грузоподъемность Н.

Для расчета составляем расчетную схему редуктора (рисунок 18.3). При принимаем. Что силы и моменты сил передаются посередине ширины колес. Массу деталей и силы трения в опорах не учитываем.

1. Для изготовления вала назначаем материал Сталь 45 ГОСТ 1050-88:

- предел прочности по нормальным напряжениям МПа;

- предел текучести по нормальным напряжениям МПа;

- предел текучести по касательным напряжениям МПа;

- предел выносливости по нормальным напряжениям при симметричном цикле для образца МПа;

- предел выносливости по касательным напряжениям при симметричном цикле для образца МПа.

2. Рассчитываем силы в зацеплении конических колес.

Окружная сила в зацеплении зубчатых колес

Н.

Осевая сила на шестерне 1 равная радиальной силе на колесе 2

Н.

Радиальная сила на шестерне 1 равная осевой силе на колесе 2

Н.

Неуравновешенное радиальное усилие на консоли быстроходного вала, создаваемое муфтой МУВП 125 - 32.I.1 - 19.I.2 ГОСТ 21424 - 75.

Н.

где - окружное усилие на диаметре по центрам пальцев муфты

2.1 Расчет опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальная плоскость, схема на рисунке 4

Уравнение равновесия относительно опоры А

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2. Расчетная схема редуктора

Н.

Уравнение равновесия относительно опоры В

Н.

Проверка.

.

Расчет в вертикальной плоскости выполнен, верно.

Рассчитываем изгибающие моменты в сечениях вала

; Нм.

; Нм.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3. Расчетная схема и эпюры моментов быстроходного вала

Горизонтальная плоскость, схема на рисунке 4

Уравнение равновесия относительно опоры А

Н.

Уравнение равновесия относительно опоры В

Проверка.

.

Расчет в горизонтальной плоскости выполнен, верно.

Рассчитываем изгибающие моменты в сечениях вала

Нм;

Нм.

; Нм.

Опасным сечением является опора А, рассчитываем суммарный изгибающий момент сил

Нм.

2.2 Проверочный расчет быстроходного вала

Разрушение валов носит усталостный характер, поэтому расчет валов на усталость является основным. Расчет сводится к определению действительного коэффициента запаса прочности для опасного сечения А-А и сравнения его с допустимым коэффициентом запаса прочности .

Условие прочности .

Запас прочности при совместном действии нормальных и касательных напряжений равен

-запас прочности по нормальным напряжениям;

- запас прочности по касательным напряжениям;

-переменные составляющие циклов по нормальным напряжениям;

- переменные и постоянные составляющие циклов по касательным напряжениям при нереверсивном режиме работы;

-постоянные составляющие циклов по нормальным напряжениям;

; - суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении;

, - эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении;

, - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

- коэффициент влияния шероховатости поверхности;

- коэффициент влияния упрочнения.

Проверочный расчет сечения А-А на выносливость. Принимаем коэффициенты.

, , , ;

- при шероховатости ;

- поверхностное упрочнение не предусмотрено.

;

;

м³; - момент сопротивления сечения А-А при изгибе;

м³; - момент сопротивления сечения А-А при кручении;

МПа

МПа

МПа

коэффициенты и - для среднеуглеродистых сталей.

.

Следовательно условие выносливости вала в сечении А-А обеспечено.

Проверка сечения А-А на статическую прочность при максимальных перегрузках. Расчет ведется в предположении, что во время кратковременных перегрузок во всех сечениях вала возрастают напряжения сравнительно с номинальными напряжениями.

Условие прочности

.

Коэффициент перегрузи

.

Максимальное значение нормальных напряжений

МПа.

Максимальное значение касательных напряжений

МПа.

Эквивалентное максимальное напряжение

МПа.

Допускаемое напряжение МПа.

МПа МПа следовательно, статическая прочность вала в сечении А - А при максимальных перегрузках обеспечена.

2.3 Проектировочный расчет промежуточного вала

На рисунке 4 представлена эскизная компоновочная схема вала.

Рисунок 4. Компоновочная схема вала

Ориентировочный диаметр вала в опасном сечении при пониженном допускаемом напряжении кручения МПа.

Диаметр вала под коническим колесом и цилиндрической шестерней второй ступени принимаем мм; мм; .

Диаметр вала под подшипники мм.

Диаметр вала под уплотнение мм.

Для уплотнений ставим кольца.

Диаметр перешийка вала мм. Длина до межосевого расстояния мм.

Коническое колесо 2 и шестерня 3 установлена на валу через шпонку 12Ч8Ч40 по ГОСТ 10748 - 79, мм.

Назначаем тип подшипников, на которых установлен промежуточный вал.

Опоры № 3 и № 4. Роликоподшипник радиально-упорный конический однорядный № 7307 ГОСТ 333 - 79. Посадочный диаметр мм, наружный диаметр мм, ширина мм. Каталожная динамическая грузоподъемность Н, статическая грузоподъемность Н.

1. Для изготовления вала назначаем материал Сталь 45 ГОСТ 1050-88:

- предел прочности по нормальным напряжениям МПа;

- предел текучести по нормальным напряжениям МПа;

- предел текучести по касательным напряжениям МПа;

- предел выносливости по нормальным напряжениям при симметричном цикле для образца МПа;

- предел выносливости по касательным напряжениям при симметричном цикле для образца МПа.

2. Рассчитываем силы в зацеплении конических колес.

Окружные силы в зацеплении зубчатых колес Н.

Н.

Осевая сила на шестерне 1 равная радиальной силе на колесе 2

Н.

Радиальная сила на шестерне 1 равная осевой силе на колесе 2

Н.

Радиальная сила на шестерне 3

Н.

Осевая сила на шестерне 3

Н.

3. Расчет опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальная плоскость, схема на рисунке 5.

Уравнение равновесия относительно опоры А

Н.

Уравнение равновесия относительно опоры В

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 5. Расчетная схема и эпюры моментов промежуточного вала

Н.

Проверка.

.

Расчет в вертикальной плоскости выполнен, верно.

Рассчитываем изгибающие моменты в сечениях вала

;

Нм.

;

Нм.

Горизонтальная плоскость, схема на рисунке 5

Уравнение равновесия относительно опоры А

Уравнение равновесия относительно опоры В

Проверка.

.

Расчет в горизонтальной плоскости выполнен, верно.

Рассчитываем изгибающие моменты в сечениях вала

;

Нм;

Нм;

Нм;

Нм.

Рассчитываем суммарные изгибающие моменты сил в сечениях

Нм;

Нм;

Нм;

Нм.

Опасными являются сечения а - а и б - б.

Сечение а - а. Нм, Нм, Н. Концентрация напряжений обусловлена нарезкой эвольвентных зубьев мм.

2.4 Проверочный расчет промежуточного вала

Проверочный расчет сечения а - а на выносливость. Принимаем коэффициенты. , , , ;

- при шероховатости ;

- поверхностное упрочнение не предусмотрено.

;

;

м³; - момент сопротивления сечения а - а при изгибе;

м³ - момент сопротивления сечения а - а при кручении;

МПа

МПа

МПа

коэффициенты и - для среднеуглеродистых сталей.

.

Следовательно, условие выносливости вала в сечении а - а обеспечено.

Проверка сечения а - а на статическую прочность при максимальных перегрузках. Расчет ведется в предположении, что во время кратковременных перегрузок во всех сечениях вала возрастают напряжения сравнительно с номинальными напряжениями.

Условие прочности

.

Коэффициент перегрузи

.

Максимальное значение нормальных напряжений

МПа.

Максимальное значение касательных напряжений

МПа.

Эквивалентное максимальное напряжение

МПа.

Допускаемое напряжение МПа.

МПа МПа следовательно, статическая прочность вала в сечении а - а при максимальных перегрузках обеспечена.

3. Расчет роликоподшипников радиально-упорных конических, однорядных

Тип подшипников, на которых установлен вал.

Опора 3 и 4. Роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные № 7209 по ГОСТ 333 - 79. Геометрические размеры подшипника мм; мм; мм. Каталожная динамическая грузоподъемность Н, статическая грузоподъемность Н.

Рассчитываем радиальные нагрузки, действующие в опорах

Н;

Н.

Определяем эквивалентные нагрузки в опорах вала

;

На опоры действует осевая сила Н.

Определяем дополнительные параметры подшипников

- угол наклона роликов подшипника;

- расчетный параметр.

Определяем минимальные осевые нагрузки для подшипников.

Коэффициент .

Н;

Н.

Для опоры 3 принимаем осевую нагрузку

Н.

Для опоры 4 осевая нагрузка

Н.

Для опоры 3

,

- коэффициент вращения, вращается внутреннее кольцо подшипника (при вращении наружного кольца );

- коэффициент радиальной динамической нагрузки;

- коэффициент осевой динамической нагрузки.

Н.

Для опоры 4

,

- коэффициент вращения, вращается внутреннее кольцо подшипника (при вращении наружного кольца );

- коэффициент радиальной динамической нагрузки;

- коэффициент осевой динамической нагрузки, из таблицы подшипников.

Н.

Расчет показывает, что опора 4 является более нагруженной. Дальнейший расчет выполняем по опоре 4.

Рассчитываем скорректированную долговечность подшипника в млн.об., с учетом качества металла и условий эксплуатации

млн.об.

- коэффициент, учитывающий вероятность отказов, для степени надежности ;

- коэффициент подшипников, для роликоподшипников;

- показатель степени, для роликоподшипников.

Рассчитываем скорректированную долговечность подшипника в часах

ч;

где об/мин - частота вращения вала.

ч. - подшипники пригодны.

Основные размеры корпусов редуктора, крышек редуктора, болтов и винтов креплений в редукторах выбирают из таблиц 4,3 (Крикач том 1, стр. 12).



Размещено на http://www.allbest.ru/



Размещено на http://www.allbest.ru/



Размещено на http://www.allbest.ru/



Размещено на http://www.allbest.ru/



Размещено на http://www.allbest.ru/

4. Конструирование и расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенки основания корпуса мм;

Нм - максимальный вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем мм.

Толщина стенки крышки корпуса мм.

Принимаем мм.

Для расчета поясов фланцев корпуса используем рисунок 6.

Рисунок 6. Размеры верхнего и нижнего поясов фланцев корпуса

Толщина верхнего пояса фланца корпуса

мм. Принимаем мм.

Толщина нижнего пояса фланца крышки

мм. Принимаем мм.

Толщина нижнего фланца корпуса

мм. Принимаем мм.

Диаметр и количество фундаментных болтов

мм. Принимаем мм, .

Ширина фланца мм. Координата стяжного болта фланца мм.

Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпус

мм.

Диаметры болтов расположенных у подшипниковых гнезд

. Принимаем мм.

Диаметры стяжных болтов фланца .

Принимаем мм. Число определяется графически.

Диаметры болтов крепления смотровой крышки мм

Принимаем мм. Число .

На рисунке 7 показаны размеры приливов для размещения болтов у подшипниковых гнезд. Размеры приливов в таблице 3.



Рисунок 7. Размеры приливов у подшипниковых гнезд

Таблица 3. Размеры приливов у подшипниковых гнезд

Параметры	Гнезда подшипников входного вала	Гнезда подшипников промежуточного вала	Гнезда подшипников выходного вала
Размер болтов крепления крышек	мм
Диаметр расточки под подшипник ,мм	72	85	120
Диаметр винтов крепления крышки к корпусу ,мм	М8	М10
Диаметр окружности болтов крышки	90	105	140
Диаметр бобышки под крышкой ,мм	110	125	165

Минимальное расстояние от оси отверстия болта подшипниковых гнезд до расточки под подшипник мм.

Торцы приливов для подшипниковых гнезд выступают за фланцы плоскости разъема на величину мм.

Размеры литейных переходов между стенкой корпуса и фланцами:

- толщина перехода

.

Принимаем мм;

- высота перехода

мм.

Радиус сопряжения элементов корпуса

мм.

Для исключения смещения крышки относительно корпуса устанавливаются два конических штифта, на разных сторонах разъема. Штифты установить до расточки отверстий под подшипники.

Диаметры штифтов

мм.

По ГОСТ 3129-70.

Толщина проушины

мм.

Диаметр отверстий в проушинах

мм.

Толщина ребер жесткости основания корпуса

мм.

Толщина ребер жесткости крышки корпуса

мм.

Опорные поверхности под крепежные детали должны быть обработаны, размер элементов поверхностей для размещения болтов зависит от диаметра крепежных болтов. Размеры элементов опорных поверхностей в таблице 4.

Таблица 4. Размеры элементов опорных поверхностей

Параметры	Опорные поверхности для крепления редуктора к основанию	Опорные поверхности для соединения основания и крышки корпуса со стороны подшипников	Опорные поверхности для соединения основания и крышки корпуса со стороны стяжных болтов
Диаметр цековки , мм	35	28	22
Глубина цековки , мм	2,0	1,5	1,5
Диаметр отверстия под фундаментный болт ,мм	24
Диаметр отверстия под стяжной болт ,мм	-	18	13

5. Проверочный расчет соединений, передающих крутящий момент

Расчет шпоночного соединения входного вала и упругой втулочно-пальцевой муфты. Исходные данные: крутящий момент Нм; посадочный диаметр мм: длина ступицы мм; муфта - тип 1.

Материал шпонки - сталь 6, предел текучести МПа.

По ГОСТ устанавливаем шпонку призматическую с размерами:

мм.

Рассчитываем напряжение смятия на рабочей грани шпонки

МПа.

Рассчитываем допускаемое напряжение смятия

МПа,

- коэффициент запаса прочности.

МПа МПа следовательно, шпоночное соединение работоспособно.

Расчет шпоночного соединения промежуточного вала и зубчатого колеса Z4. Исходные данные: крутящий момент Нм; посадочный диаметр мм: длина ступицы зубчатого колеса Z4 мм.

Материал шпонки - сталь 6, предел текучести МПа.

По ГОСТ устанавливаем шпонку призматическую с размерами:

мм.

Рассчитываем напряжение смятия на рабочей грани шпонки

МПа.

Рассчитываем допускаемое напряжение смятия

МПа,

- коэффициент запаса прочности.

МПа МПа следовательно, шпоночное соединение работоспособно.

5.1 Выбор муфты входного (быстроходного) вала

Для соединения вала двигателя и входного вала редуктора применим (рисунок 8) муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП).

Рисунок 8. Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП)

На работу муфты очень влияют толчки, удары и внезапные изменения нагрузки, обусловленные характером работы проектируемого транспортера.

Выбор муфт производят не по номинальному моменту на валу, а по расчетному моменту с учетом коэффициента перегрузки.

Расчетный момент для выбора муфты

Нм.

Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424- 75, Тип-1. МУВП-32, номинальный крутящий момент, передаваемый муфтой Нм. Диаметр вала мм.

Геометрические размеры для проверочного расчета (рисунок 9, 10).

- диаметр расположения пальцев мм;

- диаметр пальцев мм; число пальцев ;

- длина резиновой втулки пальца мм;

- зазор между полумуфтами мм.

Рисунок 9. Пальцы муфты с втулками

Проверочный расчет муфты. Работоспособность муфты определяют по работоспособности пальцев и резиновых втулок.

Усилие, приходящееся на один палец

Н.

Прочность пальцев по напряжениям изгиба

МПа.

Прочность пальцев обеспечена МПа МПа.

Условие прочности втулки на смятие

МПа.

Прочность резиновых втулок обеспечена

МПа МПа.

Проверяем муфту по скорости вращения

об/мин ? об/мин.

5.2 Выбор муфты выходного (тихоходного) вала

Применяем зубчатую муфту типа МЗ. Зубчатая муфта наиболее применяемый вид жестких компенсирующих муфт. Применяются для соединения горизонтальных соосных валов, способны компенсировать любые смещения осей (рисунок 10).



Рисунок 10. Зубчатая муфта типа МЗ

Выбор муфты производят не по номинальному моменту на валу, а по расчетному моменту с учетом коэффициента перегрузки.

Расчетный момент для выбора муфты

Нм.

Принимаем зубчатую муфту по ГОСТ 5006-9475, номинальный крутящий момент, передаваемый муфтой Нм. Диаметр вала мм.

Геометрические размеры для проверочного расчета (рисунок 10).

- модуль зацепления мм;

- число зубьев мм;

- длина зуба муфтымм.

Работоспособность муфты определяет прочность зуба на смятие

МПа.

Прочность муфты обеспечена МПа МПа.

Проверяем муфту по скорости вращения

об/мин ? об/мин.

6. Смазка цилиндрических и конических редукторов

Для смазывания цилиндрических и конических редукторов применим картерную систему смазки. Для расчета уровня и объема масла в картере редуктора составим кинематическую схему зацеплений редуктора с использованием масштабного коэффициента длин .

Масштабный коэффициент длин

м/мм.

В таблице 5 приведены действительные размеры диаметров зубчатых колес и их размеры, в масштабе на кинематической схеме.

Таблица 5. Размеры зубчатых колес редуктора

№	Зубчатые колеса
1	Действительный диаметр колеса м	0,079	0,321	0,052	0,156	0,078	0,182
2	Размер диаметра на схеме мм	15,8	64,2	10,4	31,2	15,6	36,4

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 11. Кинематическая схема зацеплений редуктора

Таким образом, смазка редуктора будет, осуществляется окунанием не меньше чем половины длины зубьев конического колеса 2.

Высота уровня масла в картере редуктора

мм.

Вязкость масла выбираем в зависимости от окружной скорости колес и величин контактных напряжений.

Для быстроходной конической передачи МПа; м/с.

Для промежуточной косозубой передачи МПа; м/с.

.

Для тихоходной прямозубой передачи МПа; м/с.

.

По величинам вязкости 74,05; 265,5 и 981,9 из таблицы 13.4 назначаем соответствующие кинематические вязкости:

сст;

сст;

сст.

Среднее значение кинематической вязкости

сст.

По величине среднего значения вязкости сст и таблице 13.5 назначаем марку масла ИРП - 150 (ТУ 38 - 101451), с вязкостью сст.

Таблица 6. Рекомендации к выбору вязкости масел для редукторов

№	Виды зубчатых редукторов
	Цилиндрические и конические	Червячные
1		,мм2/с		,мм2/с
2	10	34	1,25	8,5
3	20	38	2,00	10,0
4	50	50	3,20	12,0
5	100	67	5,00	14,0
6	200	85	8,00	17,0
7	500	120	12,5	21
8	1000	160	20,0	26
9	2000	220	32,0	33
10	5000	350	50,0	42

Таблица 7. Марки масел и их кинематическая вязкость

№	Марки масел	Кинематическая вязкость
		,мм2/с	,мм2/с
Зубчатый редуктор
1	ИРП-75 (ТУ 38 - 101451 - 78)	72…80	11…13
2	ИРП-150 (ТУ 38 - 101451 - 78)	140…160	18…20
3	И-40А (ГОСТ 20799 - 88)	40	-
4	И-50А (ГОСТ 20799 - 88)	50	7
5	ТАП 15В (ГОСТ 23652 - 79)	120	15
6	ИТП-200 (ТУ38 - 101292 - 79)
Червячный редуктор
1	ИГП-114 (ТУ 38 - 101413 - 78)	110…120	15
2	ИГП-152 (ТУ 38 - 101413 - 78)	147…158	20
3	АСЗП-6 (ТУ 38 - 10111 - 75)	-	6
4	МС-20 (ГОСТ 21743 - 76)	157	20

Необходимый объем масла

л.

Размещено на Allbest.ru

...