Редуктор для привода ленточного транспортера

Редуктор для привода ленточного транспортера

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации Государственное образовательное учреждение среднего профессионального

«Новотроицкий политехнический колледж»

Редуктор для привода ленточного транспортера

Пояснительная записка

К курсовому проекту по дисциплине:

Техническая механика

КП 150803.12.00.00 ПЗ

Руководитель проекта

Сирченко Н.В.

Разработал 

студент группы 208-МГ

Падалко С.С.

2010

Содержание

Введение

I. Общая часть

1. Краткое описание работы привода

1.1 Кинематическая схема привода

2. Специальная часть

2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2.2 Расчет передачи редуктора на контактную выносливость

2.3 Предварительный расчет валов редуктора

2.4 Определение конструктивных размеров зубчатой пары, крышки и корпуса

2.5 Проверка долговечности подшипников

2.6 Подбор и расчет шпонок

2.7 Уточненный расчет валов

2.8 Подборка и расчет муфт

2.9 Выбор сорта масла

2.10 Сборка редуктора

Литература

Приложение А Задание на курсовое проектирование

Приложение Б Компоновка редуктора

Введение

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Данный тип механизма является одним из самых распространенных в технике и комплекс расчетов, необходимый для обоснования его конструкции, охватывает многие разделы учебного курса: теоретическую механику, сопротивление материалов, теплотехнику, метрологию и пр. Поэтому грамотный расчет редуктора обеспечивает получение значительного опыта в проектировании механизмов и машин и применении полученных при обучении знаний на практике.

1. Краткое описание работы привода

В проекте необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, подобрать электродвигатель, муфту, для условий, оговоренных техническим заданием. Конструкция проектируемого редуктора состоит из чугунного литого корпуса, внутри которого размещены элементы передачи: ведущий и ведомый вал с косозубыми колесом и шестерней, а также опоры – подшипники качения, а также сопутствующие детали. Входной вал соединяется с двигателем посредством упругой втулочно-пальцевой муфты. Выходной вал посредством жестко компенсирующей муфты связан свалом звездочки цепной передачи. Редуктор работает в щадящем режиме, поскольку Ксут = 0,3. Поэтому представляется, что износ механизма в пределах срока службы будет незначительным.

2. Специальная часть

2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

Для выбора электродвигателя определяем КПД привода  по формуле

 [1. с.4]:

где  КПД отдельных кинематических пар (цилиндрической, зубчатой передач, подшипников). Значения КПД выбираются как средние значения из рекомендуемого диапазона [1].

Требуемую мощность электродвигателя  находят с учетом потерь, возникающих в приводе:

Диапазон возможных передаточных чисел открытой цепной передачи.

DU_ц=2 6

Ориентировочное значение общего передаточного числа привода

Угловая скорость вала электродвигателя

Выбираем двигатель АИР132S6 и заносим его параметры в таблицу 1.

Таблица.1

Общее передаточное число привода:

Передаточное число цепной передачи

Определяем частоты вращения валов привода:

Определяем угловые скорости w валов привода

Определяем мощности на валах привода:

Определяем крутящие моменты на валах привода:

Результаты расчета сводим в табл. 2.

Сводная таблица результатов кинематического расчета привода.

2.2 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов по таблице 3.3 [1, c.34] принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 230, для колеса – сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения определим по формуле 3.9 [1, c.33]:

 (3.9 [1, c.33]):

где: σ_{Hlim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По таблице 3.2 [1, c.34] предел контактной выносливости для углеродистых и легированных сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение) находим по формуле:

σ_{Hlim b} = 2^.HB + 70;

К_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем значение К_HL = 1; [n] _H = 1,15.

Тогда расчетные контактные напряжения

Вращающий момент на валу шестерни

М₁=52,3 Н*м

Вращающий момент на валу колеса

М₂=201,8 Н*м

K_Hb - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца 3.1 [1, с.32] для сталей с твердостью HB<350: K_Hb = 1,25;

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию y_bа =b/a_ω= 0,4.

 Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

 (3.8 [1,с.26])

Принимаем u=5.

Ближайшее стандартное значение а_ω= 130 мм.

Нормальный модуль зацепления

m_n=(0.01ч0.02) a_ω=(0.01ч0.02)130=1.3ч2.6

принимаем m_n=2мм

Примем предварительный угол наклона зубьев β=30° и определим число зубьев шестерни и колеса

 число зубьев шестерни

Примем z₁=19мм тогда z₂= z₁*u=19*5=95

Уточненное значение угла наклона зубьев

β=28°53`

Определим основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные:

Проверка:

Внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев

ширина колеса

ширина шестерни

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

окружная скорость колес и степень точности передачи

при такой скорости следует принять 8 степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяют коэффициент нагрузки:

где: К_Hb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при симметричным расположении колес и твердости HB≤350 [1, табл.3.8] К_Hb = 1,06;

К_Ha - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, [1, табл.3.4] К_Ha = 1,07;

К_Hv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, для шевронных и косозубых колес при v £ 5 м/с, [1, табл.3.6] К_Hv = 1,0;

Проверяем контактные напряжения по формуле

 (3.6 [1,ст26])

Условие прочности зубьев при проверке на контактную выносливость выполняется.

Определим силы, действующие в зацеплении:

Окружная для шестерни и колеса:

Радиальная для шестерни и колеса:

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [1,3.31]

Формула для проверочного расчета зубьев цилиндрической прямозубой передачи на изгиб имеет вид (формула 3.31 [1, c.43]):

 ( 3.25 [1, c.38])

где: P-окружная сила действующая в зацеплении

K_F – коэффициент нагрузки.

Υ_F – расчетное напряжение зубьев при изгибе.

Y_β – коэффициент введен для компенсации погрешности.

K_Fа – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

b – ширина венца зуба колеса, b = 52 мм.

m_n - окружной модуль зуба, m_n = 3,57;

К_F = K_Fβ ^. K_Fv

где: K_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.

По таблице 3.7 [1, c.43], ГОСТ 21354-75 принимаем для консольно-расположенных относительно опор зубчатых колес, твердости поверхности колес НВ ≤ 350, значению  значение K_Fβ = 1,38;

K_Fv – коэффициент динамичности, учитывающий динамическое воздействие нагрузки. По таблице 3.8 [1, c.43], для косозубых передач и передач с круговыми зубьями, принимая во внимание то, что для конических передач следует выбирать коэффициенты на 1 степень точности больше (8-й степенью точности изготовления колес), твердости поверхности колес НВ ≤ 350 и окружной скорости  принимаем значение K_Fv = 1,3.

К_F = 1,16 ^. 1,2 = 1,392

Y_F – коэффициент, прочности зуба по местным напряжениям в зависимости от z_n. Выбираем по ГОСТ 21354-75 значения Y_F из стандартного ряда для шестерни и колеса [1, c.35].

Для шестерни:

Для колеса:

При этом Y_F1 = 3,84, Y_F2 = 3,60 [1, c.42].

[σ]_F – предельно допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. По формуле

 (3.24 [1, c.36])

где: σ⁰_{Flim b} – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба. По таблице (3.9[1, c.37]) для стали 45 с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение σ⁰_{Flim b} = 1,8 НВ.

для шестерни: σ⁰_{Flim b1} = 1,8 ^. 230 = 415 H/мм²;

для колеса: σ⁰_{Flim b2} = 1,8 ^. 200 = 360 H/мм²;

[n_F] – коэффициент запаса прочности.

[n_F] = [n_F]' ^. [n_F]''

где: [n_F]' – коэффициент нестабильности свойств материала зубчатых колес, по таблице (3.9 [1,c.37]) для стали 40Х с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение [n_F]' = 1,75;

[n_F]'' – коэффициент способа получения заготовок зубчатого колеса [1, c.44], для поковок и штамповок [n_F]'' = 1. [n_F] = 1,75 ^. 1 = 1,75.

Найдем предельно допускаемые напряжения [σ_F] и отношения [σ_F]/Y_F при расчете зубьев на выносливость: для шестерни:

для колеса:

Меньшее значение отношения [σ_F]/Y_F получено для колеса, следовательно проверочный расчет проводим для зубьев колеса. Определим коэффициент Y_b и K_F

Условие прочности зубьев при изгибе выполнено.

2.3 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Расчет валов выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведущего: M_К1 = M₁ = 52.3 ^. 10³ Н^.мм

Ведомого: M_К2 = M₃ = 201.8 ^. 10³ Н^.мм

Ведущий вал.

Определим диаметр выходного конца вала по формуле:

 (6.16[1, c.94])

где: [t_к] – допускаемое напряжение на кручение. Для материала валов - сталь 40Х нормализованная и учитывая влияние изгиба от натяжения ремня, принимаем пониженное значение [t_к] = 20 МПа.

М₁=52.3Н/мм².–вращающий момент на ведущем валу (валу шестерни), М₁ =52.3 Н/мм².

Принимаем d_в1 = 30 мм, согласно стандартного ряда по ГОСТ 6636-69 [1, c.95].

Примем диаметр вала под подшипниками d_п1 = 35 мм.

Ведомый вал.

Определим диаметр выходного конца ведомого вала.

Принимаем [t_к] = 25 МПа.

Вращающий момент на ведомом валу (валу колеса) М₂ = 135,286 кН/мм.

Диаметр выходного конца ведомого вала

Выбираем больший диаметр вала из стандартного ряда значений по ГОСТ 6636-69 [1, c.95]., d_в2 = 38 мм.

Примем диаметр вала под подшипниками d_п2 = 45 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 50 мм. Диаметры остальных участков валов назначаются, исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Таблица 3.

2.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ, КРЫШКИ И КОРПУСА РЕДУКТОРА

Способ получения заготовок зубчатых колес: ковка, объемная штамповка [1, c.230]. Материал – сталь 45 с термообработкой улучшением. Размеры зубчатых колес определяем по формулам, приведенным в таблице 8.1 [1, c.148]:

Сравнительно небольшие размеры шестерни позволяют выполнить шестерню заодно с валом.

Шестерня.

Число зубьев шестерни z₁ = 19.

Длина зуба b = 34 мм.

делительный диаметр шестерни d_е1 = 43.33 мм.

Средний делительный диаметр шестерни d₁ = 61,11 мм.

Внешний диаметр шестерни d_ae1 = 47.33 мм.

Колесо.

Коническое зубчатое колесо кованое.

Число зубьев z₂ = 95

Посадочный диаметр вала под колесом d_к2 = 45 мм.

 Внешний делительный диаметр колеса d_e2 = 220.67 мм.

Средний делительный диаметр колеса d₂ = 216,67 мм.

Диаметр ступицы d_ст » 1,6 d_K2 = 1,6 ^. 50 = 80 мм.

Длина ступицы: l_ст = (1,2¸1,5) ^. d_K2 = (1,2¸1,5) ^. 50 = 60¸90 мм. Окончательно принимаем l_ст = 60 мм.

Толщина обода d₀ = (2.5¸4) × m_n = (2.5¸4) ^. 2 = 5¸8 мм. Принимаем окончательно d₀ =6 мм.

Толщина диска С₂ = 0,3 × b₂ = 0.3 × 52 = 15,6 мм. Окончательно принимаем значение С₂ = 16 мм.

Корпусные размеры.

Материал корпуса и крышки редуктора - СЧ-15. Способ изготовления корпусных деталей – точное литье [1, c.238]. Определим конструктивные размеры корпусных и крепежных деталей редуктора по формулам, приведенным в таблицах 8.3 [1, c.157]:

Толщина стенок корпуса редуктора  δ = 0,025×a +1 = 0,025 ^. 130+ 1 = 4,25 мм.

Принимаем δ = 8 мм.

Толщина крышки редуктора  δ₁ = 0,02×a +1 = 0,02 ^. 130 + 1 = 3,6 мм.

Для обеспечения жесткости и прочности конструкции принимаем окончательное значение δ₁ = 8 мм.

Толщина верхнего фланца корпуса b = 1,5δ =1.5×8= 12 мм.

Толщина нижнего фланца крышки b₁ = 1,5δ₁ =1,5×= 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки [7, c.240], [1, c.445-446]:

p = 2,35 δ = 2,35 ^. 8 = 18,8 мм.

Принимаем значение p = 20 мм.

Диаметр фундаментных болтов

d₁ = (0,03¸0.036)a + 12 =(0,03¸0.036)×130 + 12 =15.9¸16.68 мм. Принимаем фундаментные болты с резьбой М16.

Диаметр болтов, крепящих крышку подшипникового узла к корпусу: d₂ = (0,7 ¸ 0,75) d₁ =(0,7 ¸ 0,75) ×16= 11.2 ¸ 12 мм. Принимаем болты с резьбой М12.

Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом: d₃ = (0,5 ¸ 0,6) d₁ =(0,5 ¸ 0,6) ×16= 8 ¸ 9.6 мм.

Принимаем болты с резьбой М8.

2.5 ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА

Предварительно выбираем конические однорядные роликовые подшипники легкой серии для ведущего 207 и ведомого 209 валов.

Определим реакции в подшипниках на ведущем валу.

Из предыдущих расчетов имеем Р=2414Н, P_r=872Н; из первого этапа компоновки l₁=55мм, l₂=55мм.

Нагрузка на валу от муфты

Вертикальной плоскости

определим опорные реакции, Н

Проверка:

строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

Горизонтальная плоскость

определим опорные реакции, Н

Проверка:  

б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X

Суммарные реакции

Подберем подшипники по более нагруженной опоре 1

Намечаем радиальные шарикоподшипники 207 легкой серии(1, таб. П3) d=35мм; D=72мм; В=17мм; C=19,7кН;C₀=13,6кН.

Эквивалентная нагрузка

 (7,5 [1,ст.117])

где X=1, V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника;

К_б=1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (1, таб.7.2); К_Т- температурный коэффициент (1, таб.7.2).

 Расчетная долговечность

 (7.3 [1,ст.117])

Расчетная долговечность

 (7.4 [1,ст.117])

Определим реакции в подшипниках на ведущем валу

Из предыдущих расчетов имеем Р=2414Н, P_r=872Н; из первого этапа компоновки l₁=55мм, l₂=55мм. Нагрузка на валу от муфты  Горизонтальная плоскость

определим опорные реакции, Н

Проверка:  

 строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

Вертикальной плоскости

определим опорные реакции, Н

Проверка

строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X

Суммарные реакции

Подберем подшипники по более нагруженной опоре 1 Намечаем радиальные шарикоподшипники 209 средней серии d=45мм; D=85мм; B=19мм; C=26,2кН; С₀=17,8кН. Эквивалентная нагрузка

                 (7,5 [1,ст.117])

где V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; К_б=1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров таб.9.19 (1.с.125); К_Т- температурный коэффициент таб.9.20 (1.с.126).

 Расчетная долговечность/1, формула 9.1/

Расчетная долговечность

 Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать от36 тыс.ч. до 10 тыс.ч. подшипник ведомого вала 207 , а подшипник ведомого 209

2.6 Подбор и расчет шпонок

Для соединения валов деталями передающими вращение применяют главным образом призматические шпонки стали 45 стали 6. Принимаем при проектировании шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок берем по СТЭВ 189-75

 определяем напряжение смятия и условие прочности:

 (6.22 [1, с.102])

где: М – вращающий момент на валу, Н·мм;

d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

h – высота шпонки, мм;

l – длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм;

t₁ – глубина паза вала, мм;

[s_см] – допускаемое напряжение смятия, при стальной ступице (100¸200) Н/мм², при чугунной ступице (50¸70) Н/мм².

Ведущий вал:

Диаметр вала d_в1 = 38 мм, М₁ = 52,3 Н^.мм,

Рассчитываем шпонку под полумуфту

По таблице 6.9 [1. c.103] выбираем сечение и длину шпонки b x h x l = 10х8х50 мм, глубина паза t₁ = 5 мм. При длине ступицы полумуфты МУВП 58 мм.

Условие прочности выполняется.

Ведомый вал:

Рассчитываем шпонку под полумуфту

Диаметр вала d_в2 = 45 мм, М₂ = 201,8 Н^.мм,

По таблице 6.9 [1. c.103] выбираем сечение и длину шпонки b x h x l = 10х8х74 мм, глубина паза t₁ = 5 мм, t₂ =3.3 мм. При длине ступицы полумуфты МУВП 82 мм.

Условие прочности выполняется.

Шпонки под зубчатое колесо

Диаметр вала d_К2 = 50 мм, М₂ = 201,8 Н^.мм,

По таблице 6.9 [1. c.103] выбираем сечение и длину шпонки b x h x l = 14х9х50 мм, глубина паза t₁ = 5,5 мм, глубина паза на колесе t₂ = 3,8 мм. При длине ступицы полумуфты МУВП 60 мм.

Условие прочности выполняется.

2.7 УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и в сравнении их с допускаемым значением  Прочность соблюдена при n > .

 Ведущий вал.

 По сколько при конструировании диаметры вала шестерни были увеличены по сравнению с расчитаными для соединения её муфтой с валом электродвигателя, по этому уточненный расчет вала производить нет смысла.

Ведомый вал.

Материал вала сталь 45 термическая обработка – нормализация.

Диаметр заготовки до 70мм среднее значение  

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:, , /1, таб.8.8/; /1, стр.163 и 166/.  

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Суммарный изгиб моментов в сечении А-А

Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=50мм, b=16, t₁=10

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

Сечение К-К. Концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягиванием /, , [1, таб.8.8]; [1, стр.163 и 166]  

Изгибающий момент

Осевой момент сопротивления при d=45мм.

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К

Сечение Л-Л. Это сечение при передачи вращающего момента от ведомого вала через муфту.

Концентрация напряжения обусловлена переходом от ш 45мм к ш38мм /1, таб.8.5/:, , /1, таб.8.8/; /1, стр.163 и 166/.   

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К  

Осевой момент сопротивления сечения при d=38мм.

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициент запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

Сечение Б-Б. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:, , /1, таб.8.8/; /1, стр.163 и 166/.  

Изгибающий момент

Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=38мм, b=10мм, t₁=5мм

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициент запаса прочности

Коэффициент запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

Результаты поверки сводим в таблицу:

Таблица 4.

2.8 Подборка и расчет муфт

Муфты выбираем по расчетному моменту и диаметру вала по формуле

 (9.1[1,с.170])

где К- коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, его значение определим по таблице (9.3[7,с.172]) К=1.25

М_ном – вращающий момент на валу, Н ^. м

[M]- допустимый момент для муфты, Н ^. м

Ведущий вал:

М₁ =52.3 Н ^. м d₁ =38 мм

Принимаем муфту втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424-75 для которой [M]=250 H×м

Выбираем муфту МУВП 250

n=4000 об/мин

l_цикл =58 мм-длинна полумуфты

l_ВТ =28 мм- длинна упругой муфты

Z=6- число пальцев

d₀ =28 мм- диаметр упругой втулки

L=121 мм- диаметр муфты Д= 140 мм- диаметр муфты Д₀ =105 мм- диаметр расположения пальцев С=(3…5)мм- зазор между полумуфтами d_п =14мм- диаметр пальца.

Упругие элементы муфты проверяем по напряжениям смятия в предложении равномерного распределения нагрузки между пальцами по формуле

где [s]_см=2 Н/мм² , допускаемое напряжение смятия.

Пальцы муфты, изготовлены из стали 45 ГОСТ 2050-74 рассчитывают на изгиб по формуле

где [s]_u – допускаемое напряжение изгиба Н/мм² определяется по формуле

где s_m – предел текучести материала пальцев Н/мм² по таблице 3.3(1,с.28)s_m =440 Н/мм² тогда

Условие прочности выполнено.

Ведомый вал:

М₂ =52.3 Н ^. м d₂ =38мм

Где [M]=500H×м

n=4000об/мин

l_цикл =82мм-длинна полумуфты

d_п =14мм- диаметр пальца

l_ВТ =28мм- длинна упругой муфты

Z=8- число пальцев

d₀ =28мм- диаметр упругой втулки

L=169мм- диаметр муфты

Д= 170мм- диаметр муфты

Д₀ =130мм

С=(3…5)мм- зазор между полумуфтами

Проверяем упругую муфту по напряжениям смятия

Пальцы муфты, изготовлены из стали 45 ГОСТ 2050-74 рассчитывают на изгиб

Условие прочности выполнено.

2.9 ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Смазывание зубчатого зацепления производится погружением зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10мм. Определим объем масляной ванны,  исходя из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

Р_тр × 0,25,

где: Р_тр – требуемая мощность электродвигателя .

По таблице 8.8 [1, c.164] определяем вязкость масла в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости.

При средней окружной скорости v = 2,19 м/с < 5м/с принимаем кинематическую вязкость масла равной n = 118 cCт.

По таблице 8.10 [1, c.165] выбираем в зависимости от вязкости масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799–75.

Уровень масла контролируется при работе редуктора закрытым жезловым. Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через пресс-масленки. Сорт смазки УТМ 7.15 [1, c.132].

2.10 СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С;

- в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в корпус редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.  После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо; в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку; ставят крышки подшипников . Перед постановкой сквозных крышек в протоки закладывают солидол. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.  Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Литература

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов – М.: Машиностроение, 1979. -351 с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие:– М.: Высшая шк., 1991.-432 с.

3. Куклин Н.Г., Детали машин. Учебник для учащихся машиностроительных техникумов. М.: Высшая школа,1973. -384 с.

4. Дунаев П.Ф., Курсовое проектирование деталей машин: :– М.: Высшая шк., 1984.-255 с.