Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство высшего и среднего специального образования Российской Федерации

Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции и ордена Трудового Красного Знамени

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

имени Н.Э. БАУМАНА

Кафедра “Детали машин”

Пояснительная записка

Привод цепного транспортера

Студент Анищенко Ю.В.

Группа Э2-62

Руководитель проекта Седова Л.А.

Москва, 2014 г.

Содержание

• Введение
• 1. Кинематический расчёт
• 1.1 Выбор электродвигателя
• 1.2 Уточнение передаточных чисел привода
• 1.3 Определение вращающих моментов на валах привода
• 2. Анализ результатов расчёта на ЭВМ
• 3. Эскизное проектирование
• 3.1 Предварительный расчет валов
• 3.2 Расстояния между деталями передачи
• 4. Подбор и расчёт подшипников
• 4.1 Выбор типов подшипников и схем установок
• 4.2 Расчет подшипников
• 5. Поверочный расчёт валов на прочность
• 5.1 Тихоходный вал
• 5.2 Приводного вала
• 6. Расчет соединений
• 6.1 Расчет шпоночных соединений
• 6.1.1 Шпонка на тихоходном и приводном валах
• 6.1.2 Шпонка на приводном валу
• 6.2 Расчет соединений с натягом
• 6.2.1 Посадка колеса на промежуточный вал
• 6.2.2 Посадка колеса на тихоходный вал
• 6.2 Расчет клеевого соединения между валом электродвигателя и насадной шестерней
• 7. Выбор смазочного материала и способов смазывания
• 8. Расчет муфт
• 8.1 Расчет упругой муфты
• 8.2 Расчет предохранительной муфты
• Список литературы

Введение

Целью выполнения курсового проекта является спроектировать привод цепного транспортера.

Составными частями привода являются асинхронный электродвигатель, цепная передача, соосный цилиндрический мотор-редуктор, упруго-предохранительная муфта, приводной вал.

Устройство привода следующее: вращающий момент передается с помощью насадной шестерни на валу электродвигателя; с выходного вала редуктора через упруго-предохранительную муфту на приводной вал.

Требуется выполнить необходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы и разработать конструкторскую документацию, предназначенную для изготовления привода:

чертеж общего вида редуктора (на стадии эскизного проекта);

сборочный чертеж редуктора (на стадии технического проекта);

рабочие чертежи деталей редуктора;

чертеж общего вида упруго-предохранительной муфты;

чертеж общего вида привода;

расчетно-пояснительную записку и спецификации.

1. Кинематический расчёт

1.1 Выбор электродвигателя

Исходные данные:

Ft=4000Н - окружная сила;

V=0.67м/с - скорость цепи;

Р=100мм - шаг цепи транспортёра;

z=8 - число зубьев звёздочки.

Для определения мощности используем формулу:

Для определения необходимой мощности двигателя необходимо разделить мощность привода на КПД всего привода:

, где

Принимаем двигатель мощностью 3 кВт.

По таблице характеристик электродвигателей выбираем двигатель марки АИР112МВ8 с частотой вращения якоря nэ.д.=709 мин-1 nпривода вычисляем по формуле:

, где d=P/sin(180/z)=254.78 мм, тогда

мин-1

1.2 Уточнение передаточных чисел привода

После выбора электродвигателя уточняют передаточное число привода,

uобщ=uэ.д./uпривода =14.1 мин-1. В нашем случае, uред=uобщ.

По формулам из таблицы 1.3 [1, с.9] получаем

4.825 мин-1,

2.9мин-1

1.3 Определение вращающих моментов на валах привода

Определяем необходимый момент на выходном валу редуктора:

Tв=Ftd/2=509.56Hм

Вращающий момент на тихоходном валу:

T2T=TB/(муфпод)=525.2 Нм

Полученные величины используются для расчета передач на ЭВМ

Тб=37.7Нм

Тпром=Тб Uб nз.п=37.7 0.97 3.722=136.11Нм

2. Анализ результатов расчёта на ЭВМ

При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия, наилучшим образом удовлетворяющие различным, часто противоречивым требованиям: наименьшим массе, габаритам, стоимости: наибольшему КПД; требуемой жесткости, надежности.

Расчет проводится в два этапа. На первом отыскивают возможные проектные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма, межосевое расстояние, материал венца колеса, коэффициент полезного действия. Анализируя результаты расчета, выбирают рациональный вариант. Для оценки результатов расчета строят графики, отражающие влияние распределения:

Был выбран вариант №5, т.к. имеет лучшие показатели по межосевому расстоянию, диаметру быстроходной шестерни, массе колес и редуктора.

На втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры, требуемые для работы над чертежами, а также силы в зацеплении, необходимые для расчета валов и выбора подшипников.

тверд. Шест. HRC1	Тверд. Колес HRC2	UБ/UТ	Bw/Aw	Межосевое расстояние, мм	Диаметр впадин быстроход. шестерни мм	Масса Редуктора, Кг	Масса колес, кг	Диаметр вершин колес тихоход.	Диаметр вершин колес быстр.
49	28,5	1	0.315	130	51.31	50	10.9	211.47	207.94

привод вал подшипник муфта

3. Эскизное проектирование

3.1 Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов ведется по значениям нагружающих валы моментам.

1) Быстроходная шестерня является насадной и поэтому ее внутренний диаметр равен диаметру концевого участка вала. D=32 мм.

2) Для промежуточного вала:

где (6…7) - этот интервал обусловлен возможностью применения различного типа подшипников, ТПР=136.11 Нм. Меньшее значение принимается в том случае, если подшипники шариковые, большие - если роликовые.

r=2.5 мм Принимаем 35 мм так как это посадочный диаметр под подшипник.

Принимаем =42 мм (dп=35, поэтому мы не можем взять значение ниже 42) из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69.

dБПdП+3r=42.5 мм40 мм, r=2.5 мм

Примем dБК= dБП

3) для тихоходного вала:



из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69.

dп=65мм так как это посадочный диаметр под подшипник.

dБПdП+3r=70.5 мм73 мм

4) для приводного вала:

Принимаем конец приводного вала точно такой же, как и у тихоходного вала d=50 мм, ГОСТ 12081-72.

Высота заплечика tкон=2 мм.

посадочный диаметр под подшипник.

dБПdП+3r 70 мм.

3.2 Расстояния между деталями передачи

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевались за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор:

где L--расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм. В нашем случае L= 339.7 мм, принимаем а=10 мм.

Найдём расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колёс:

b03a=30мм

Расстояние lS между зубчатыми колёсами определим по соотношению:

lS=3a+B1+ B2=53 мм, где B1=0, B2= 23мм

4. Подбор и расчёт подшипников

4.1 Выбор типов подшипников и схем установок

Выбираем шариковые радиальные подшипники.

Опоры выбраны фиксирующими - удерживает вал от перемещения в обоих направлениях. Схема установки подшипников на валах: «враспор».

Для редуктора выбраны подшипники:

Шариковые конические однорядные ГОСТ 8338-75 213:

d=65мм, D=120мм, B=23мм.

Шариковые конические однорядные ГОСТ 8338-75 207:

d=35мм, D=72мм, B=17мм.

Для приводного вала изначально приняты шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники 1212 d=60 мм, D=110 мм, В=22 мм по ГОСТ 28428-90.

4.2 Расчет подшипников

Радиальные реакции опор от сил в зацеплении

Исходные данные:
Частота вращения вала:	n=50.3 мин-1
Требуемый ресурс при надежности подшипников качения 90%:
Диаметр посадочных поверхностей вала:	d=65мм
Силы в зацеплении:
Окружная:	Ft=5087.5Н
Радиальная:	FR=1888.0 H
Осевая:	FA=1012.4 H
Консольная:	Fk=5729.4 H
Режим нагружения:
Вращающий момент на тихоходном валу:	TT=525.2



;

Консольная нагрузка:

;

Суммарные реакции опор:

Осевая нагрузка направлена в сторону опоры 2.

Реакции опор для расчета

Для режима нагружения 3 коэффициент эквивалентности .

Наиболее нагружена опора 2, поэтому расчет ведем по ней.

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Предварительный выбор подшипника

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии: 213.

Для принятых подшипников из табл. 24.10 (ГОСТ 8338-75) находим:

Из табл. 7.1 находим:

Принимаем (см. табл. 7.4), (). Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Определение расчетного ресурса

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность безотказной работы 90%); (шариковый подшипник):

Расчетный ресурс больше требуемого

Окончательно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 213 ГОСТ 8338-75.

Расчет подшипников на промежуточном валу

Исходные данные:
Частота вращения вала:	n=242.6 мин-1
Требуемый ресурс при надежности подшипников качения 90%:
Диаметр посадочных поверхностей вала:
Силы в зацеплении:
Окружные:
Радиальные:
Осевые:
Режим нагружения:
Вращающий момент на промежуточном валу:

Радиальные реакции опор от сил в зацеплении

Проверка:

реакции найдены правильно.

Суммарные реакции опор:

-направлена в сторону опоры 2.

Реакции опор для расчета

Для режима нагружения 3 коэффициент эквивалентности .

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Предварительный выбор подшипника

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии: 207.

Для принятых подшипников из табл. 24.10 (ГОСТ 8338-75) находим:

Из табл. 7.1 находим:

тогда Х=1,Y=0;

Принимаем (см. табл. 7.4), (). Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Определение расчетного ресурса

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность безотказной работы 90%); (шариковый подшипник):

Расчетный ресурс больше требуемого

Окончательно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 207 ГОСТ 8338-75.

Расчет подшипников на приводном валу

Исходные данные:
Частота вращения вала:	n=50.3 мин-1
Требуемый ресурс при надежности подшипников качения 90%:
Диаметр посадочных поверхностей вала:
Силы в зацеплении:
Окружная:
Консольная:
Режим нагружения:	3
Вращающий момент на приводном валу:

Радиальные реакции опор от сил в зацеплении

H

H

Консольная нагрузка:

H

H

Суммарные радиальные силы:

Н

Н

Реакции опор для расчета

Для режима нагружения 3 коэффициент эквивалентности .

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Предварительный выбор подшипника

Предварительно назначаем однорядные конические радиально-упорные подшипники легкой серии: 1212.

Для принятых подшипников из табл. 24.12 (ГОСТ 28428-90) находим:

Коэффициент осевого нагружения по табл. 24.12:

Отношение:

что меньше Следовательно,

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Н

Определение расчетного ресурса

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность безотказной работы 90%); (шариковый подшипник):

Расчетный ресурс больше требуемого

Окончательно принимаем однорядные конические радиально-упорные подшипники легкой серии: 1212(ГОСТ 28428-90).

4.3 Выбор посадок подшипников

Промежуточный вал:

Интенсивность нагрузки Pr/Cr=0.081=> режим работы нормальный.

Нагружение внутреннего кольца - циркуляционное (т.7.6)=>

поле допуска k6;

Нагружение внешнего кольца - местное => поле допуска H7;

Тихоходный вал:

Интенсивность нагрузки Pr/Cr=0.148=> режим работы нормальный.

Нагружение внутреннего кольца - циркуляционное => поле допуска k6;

Нагружение внешнего кольца - местное => поле допуска H7;

Приводной вал:

Интенсивность нагрузки Pr/Cr=0.18=> режим работы тяжелый.

Нагружение внутреннего кольца - циркуляционное => поле допуска n6;

Нагружение внешнего кольца - местное => поле допуска H7;

5. Поверочный расчёт валов на прочность

5.1 Тихоходный вал

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных

характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

Fk- консольная сила

Силы в зубчатом зацеплении:

Ft=5087.5H,

Fr=1888H,

Fa=1012.4H,

KП- коэффициент перегрузки при расчёте на статическую прочность,

КП=2.2.

Вал изготовлен из стали марки 40x со следующими характеристиками статической прочности и сопротивления усталости:

уВ=900МПа - временное сопротивление,

уТ=750МПа - предел текучести,

у-1=410МПа - предел выносливости при изгибе,

фТ=450МПа - предел текучести при кручении,

ф-1=240МПа - предел выносливости при кручении,

шТ=0.10

1) Определение внутренних силовых факторов:

;

Консольная нагрузка:

;

Суммарные реакции опор:

Определим силовые факторы для опасных сечений:

Сечение 1-1

Изгибающие моменты:

М1вп=1778.4*0.042=72.69Нхм

М1вл=750.68*0.090=67.56Нхм

М1г=1628.75*0.090=146.59Нхм

М(Fк)= 3472.3*0.090=312.5Нхм

Суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент: М1к= Мк=525.2Нм

Осевая сила: Fа1 =Fа=1012.4Н

Геометрические характеристики сечения

W1=р*d3/32=3.14*(73)3/32=38172мм3

W1к=р*d3/16=3.14*(73)3/16=76345мм3

А1= р*d2/4=3.14*(73)2/4=4183мм2

Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) и напряжением кручения :

Частные коэф. запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

SТу1=уТ/ у1=750/27.9=26.9

SТф1=фТ/ ф1=450/15.1=29.8

Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:

Сечение 2-2

Изгибающие моменты: М2= М2(Fк)= 5729.37*0.080=458.35Нхм

Крутящий момент: М2к= Мк=525.25Нхм

Осевая сила: Fа2= Fа=1012.4Н

Геометрические характеристики сечения

W2=р*d3/32=3.14*(65)3/32=26947.6мм3

W2к=р*d3/16=3.14*(65)3/16=53895.2мм3

А2= р*d2/4=3.14*(65)2/4=3316.6мм2

Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) и напряжением кручения:

Частные коэф. запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

SТу2=уТ/ у2=750/38.1=19.7

SТф2=фТ/ ф2=450/24.1=18.7

Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:

Сечение 3-3

Крутящий момент: М3к= Мк=525.25Нхм

Геометрические характеристики сечения

напряжения кручения:

Частные коэф. запаса прочности по касательным напряжениям:

SТф2=фТ/ ф2=450/44.72 =10.1

Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести: SТ= SТф2=10.1

Статическая прочность обеспечена во всех опасных сечениях S>[ST]=2

Расчёт вала на сопротивление усталости:

Сечение1-1

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла.

Зубчатое колесо установлено на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении - посадка с натягом. Из табл. 10.13 имеем:

Ку/ Кdу=4.88

Кф/ Кdф=2.93

Посадочную поверхность вала под зубчатое колесо шлифуют(Ra=0.8мкм).

Из табл. 10.8:

КFу =0.91

КFф =0.95

Поверхность вала - без упрочнения: КV=1, (см. табл. 10.9)

Коэф. снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

у-1D= у-1/K уD=410/4.98=82.3МПа

ф-1D= ф -1/K ф D=230/2.98=77.2МПа

Коэф. влияния асимметрии цикла:

ш фD=ш ф/ K ф D=0.034

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Sу1= у-1D/ уa1=82.3/12.47=6.6

Sф1= ф-1D/ (фa1+ ш фD* фm1)=77.2/(3.4+0.034*3.4)=22.1

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сечение2-2

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла.



Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на валу с натягом.

Поэтому концентратор напряжений в сечении - посадка с натягом.

Из табл. 10.13 имеем:

Ку/ Кdу=4.775

Кф/ Кdф=2.85

Посадочную поверхность вала под подшипник шлифуют( Ra=0.8мкм)

Из табл. 10.8:

КFу =0.91

КFф =0.95

Поверхность вала - без упрочнения: КV=1, (см. табл. 10.9)

Коэф. снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

у-1D= у-1/K уD=410/4.87=84.2МПа

ф-1D= ф -1/K ф D=230/2.9=79.3МПа

Коэф. влияния асимметрии цикла:

ш фD=ш ф/ K ф D=0.035

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Sу2= у-1D/ уa2=84.2/17=4.95

Sф2= ф-1D/ (фa2+ ш фD* фm2)=79.3/(4.9+0.035*4.9)=15.6

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сечение3-3

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла.

Для передачи вращающего момента на консольном участке вала предусмотрено шпоночное соединение. Поэтому концентратор напряжений в сечении - шпоночный паз.

Из табл. 10.13 имеем:

Кф/ Кdф=2.7

Паз выполняется концевой фрезой( Ra=3.2мкм)

Из табл. 10.8 :

КFф =0.89

Поверхность вала- без упрочнения: КV=1, (см. табл. 10.9)

Коэф. снижения предела выносливости:



Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

ф-1D= ф -1/K ф D=230/2.8=82.1МПа

Коэф. влияния асимметрии цикла:

ш фD=ш ф/ K ф D=0.036

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

S3= Sф3= ф-1D/ (фa3+ ш фD* фm3)=82.1/(10.17+0.036*10.17)=7.8

Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях

S> [S]=1.5-2.5.

5.2 Приводной вал

Расчёт приводного вала на статическую прочность. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

Fk- консольная сила, Н.

Ft=2000 H,

Fr=1,5Ft=3000 H,

KП- коэффициент перегрузки при расчёте на статическую прочность,

КП=2.2

Вал изготовлен из стали марки 40x со следующими характеристиками статической прочности и сопротивления усталости:

уВ=900МПа - временное сопротивление,

уТ=750МПа - предел текучести,

у-1=410МПа - предел выносливости при изгибе,

фТ=450МПа - предел текучести при кручении,

ф-1=240МПа - предел выносливости при кручении,

шТ=0.10

1) Определение внутренних силовых факторов:

H

H

Консольная нагрузка:

H

H

Суммарные радиальные силы:

Н

Н

Определим силовые факторы для опасных сечений

Сечение 1-1

Изгибающие моменты:

М1в=RА1*l2=450Нхм

М(Fк)= RАк* l2+Fк*(l1+ l2) =2382.6Нхм

Суммарный изгибающий момент:

М1= М1в+ М(Fк)=2832.6Нхм

Крутящий момент:

М1к= Мк=525.3Нхм

Геометрические характеристики сечения

W1=р*d3/32=3.14*(71)3/32=35138мм3

W1к=р*d3/16=3.14*(71)3/16=70276мм3

Напряжение изгиба и напряжение кручения :

Частные коэф. запаса прочности по нормальным и касательным

напряжениям:

SТу1=уТ/ у1=750/177=4.2

SТф1=фТ/ ф1=450/16.9=26.6

Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:

Сечение 2-2

Изгибающие моменты:

М2=М2(Fк)= RАк*l1=589Нхм

Крутящий момент:

М2к= Мк=525.3Нхм

Геометрические характеристики сечения

W1=р*d3/32=3.14*(60)3/32=16334мм3

W1к=р*d3/16=3.14*(60)3/16=32668мм3

Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) и напряжением кручения:

Частные коэф. запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

SТу2=уТ/ у2=750/79.3=9.5

SТф2=фТ/ ф2=450/36.3=12.4

Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:

Сечение 3-3

Крутящий момент: М3к= Мк=525.25Нхм

Геометрические характеристики сечения

напряжения кручения:

Частные коэф. запаса прочности по касательным напряжениям:

SТф2=фТ/ ф2=450/44.72 =10.1

Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести: SТ= SТф2=10.1

Статическая прочность обеспечена во всех опасных сечениях S>[ST]=2

6. Расчет соединений

6.1 Расчет шпоночных соединений

6.1.1 Шпонка на тихоходном и приводном валах

Для тихоходного вала редуктора и концевого участка приводного вала:

dcp=50мм - диаметр вала,

T=525.2 Hм - момент на валу.

h=9мм, b=14мм, lр=l-b=56-14=42мм [1, с. 476, табл.24.29]

k=0.42h - выступающая часть шпонки;

Расчет ведётся по формуле:

- допускаемое напряжение смятия

=(130…150)мПа

верно

6.1.2 Шпонка на приводном валу

Для соединения вала и звёздочки тяговой цепи:

d=71мм - диаметр вала,

T=525.2 Hм - момент на валу.

h=12мм, b=20мм, lр=l-b=56-20=36мм [1, с. 476, табл.24.29]

k=0.47h - выступающая часть шпонки;

Расчет ведётся по формуле:



- допускаемое напряжение смятия

=(130…150)мПа

верно

6.2 Расчет соединений с натягом

6.2.1 Посадка колеса на промежуточный вал

А) Среднее контактное давление:

где К - коэффициент запаса сцепления, а f - коэффициент сцепления.

Б) Деформация деталей (мкм):

В) Поправка на обмятие микронеровностей (мкм):



Г) Минимальный натяг (мкм):

Д) Максимальный натяг (мкм):

выбирается наименьшее значение р.

Таким образом выбираем посадку H7/u7.

6.2.2 Посадка колеса на тихоходный вал

А) Среднее контактное давление:

где К - коэффициент запаса сцепления, а f - коэффициент сцепления.

Б) Деформация деталей (мкм):

В) Поправка на обмятие микронеровностей (мкм):

Г) Минимальный натяг (мкм):

Д) Максимальный натяг (мкм):

выбирается наименьшее значение р.

Таким образом выбираем посадку H8/x8.

6.2 Расчет клеевого соединения между валом электродвигателя и насадной шестерней

Максимальный момент который должно выдержать соединение определяется формулой:

Используем для соединения клей ПУ-2 с режимом отверждения 20 градусов при атмосферном давлении. Для него Коэффициент безопасности примем равным S=4.

следовательно данное клеевое соединение подходит для применения.

7. Выбор смазочного материала и способов смазывания

Минимальная глубина погружения должна находится в следующем интервале: Но не меньше 10 мм.

В данной конструкции необходимо использовать дополнительное «паразитное» колесо на тихоходной ступени для смазывания этой ступени. Принимаем число зубьев для этой передачи z=31. Согласно формуле

определяет делительный диаметр этого колеса.

Окружная скорость колеса тихоходной ступени:

Так как контактные напряжения могут принимать значения более 1000МПа то вязкость масла принимаем равной 60 мм2/с. И следовательно принимаем следующую марку масла: И-Г-А-68.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе установлен маслоуказатель пробочный с двумя коническими пробками

При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в верхней точки.

При работе передачи, масло постепенно загрязняют продукты изнашивания. Поэтому масло периодически меняют. Для слива масла в корпусе выполняют сливное отверстие, закрываемое пробкой. Дно корпуса сделано с уклоном в 1є.

8. Расчет муфт

Комбинированная муфта выбрана исходя из того, что неизбежны пререкосы и смещения редуктора относительно приводного вала, а также прогибы тихоходного вала во время работы, обеспечить точное соосное положение валов редуктора и приводного вала становится не возможным, во избежании этого используется упруго-предохранительная муфта со стальными стержнями.

Так как приводной вал имеет звездочки, то в случае аварийной перегрузки необходимо обеспечить разрыв кинематической цепи, для чего используется предохранительная муфта.

8.1 Расчет упругой муфты

Для данного проекта подходящей муфтой является муфта со стальными стержнями.

Определим расчетный вращающий момент который определяется по формуле Т=КрТк=1.25x525.2=646 Нм. Где Кр - это коэффициент режима работы. Тк - номинальный длительно действующий крутящий момент.

Диаметр расположения осей стержней определяем по формуле:

D0=(15…18)T1/3=155.5мм, округляем диаметр до 155 мм.

D =(1.15…1.20) D0=(178.25…186)

При этом внешний диаметр полумуфт принимаем равным D=180 мм.

Выбираем S=41 мм.

Зазор между полумуфтами:

Длинна стержней:

Длинна посаженного в полумуфту участка стержня:

Диаметр стержней определяется по формуле:

где -- допускаемое напряжение изгиба материала стержня, для стали 65С2ВА ;

Е=2,15x10^5 - модуль упругости стали, МПа; о=0,26…0,27; ш = а/S, где а и S - расстояния от средней плоскости муфты до точки начала контакта стержня с полумуфтой при передаче и отсутствии нагрузки соответственно.

Для муфт постоянной жесткости ш = 1,0. Угол относительного поворота полумуфт - до ц = 0,035 рад;

Принимаем dc = 5.3 мм.

Число стержней определяем по следующей формуле:

Принимаем число стержней равным z=18 штук.

8.2 Расчет предохранительной муфты:

В качестве материала штифта предохранительного принимаем Сталь 45.

Диаметр штифта в месте разрушения определяется по формуле:

где Тр=2.2Тн, k--коэффициент неравномерности распределения нагрузки (при z=2 k=1.2), фd ср=с*уВ=0.8*900=750МПа.

Принимаем значение d=3мм.

Список литературы

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин». М., Высшая школа, 2000.

М.В. Фомин. «Расчет опор подшипников качения». М., Издательство

МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003.

Тибанов В.П., Варламова Л.П. Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Cоединения». М., МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003.

Атлас конструкция узлов и деталей машин. Под ред. О.А. Ряховского.

М., Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005.

Учебник «Детали машин». Под ред. О.А. Ряховского, издание 2-е, переработанное. М., Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004.

Размещено на Allbest.ru

...