1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По таблице 1.1 [1] принимаем:

К.п.д. пары цилиндрических зубчатых колес ₁ = 098;

К.п.д. пары подшипников качения ₃ = 099;

К.п.д. открытой цепной передачи ₂ = 092;

К.п.д. потерь в опорах приводного барабана ₄ = 099

Общий К.п.д. привода

 = ₁  ₂² ₃ ₄ = 098  099²  092  099 = 087

Мощность на валу барабана

Р_б = V_л F_л = 1.33 2.07 = 2.75кВт

Требуемая мощность электродвигателя

кВт

Угловая скорость барабана

рад/с

Частота вращения барабана

об/мин.

По ГОСТ 19523- 81 (таблица п.1) по требуемой мощности Р_тр = 3,15 кВт выбираем асинхронный трехфазный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А с синхронной частотой частотой вращения n_c = 1000 об/мин. Типа 112 МВ6 с параметрами Р_дв = 4 кВт и скольжением S = 5,1%.

Номинальная частота вращения двигателя

n_дв = 1000 (1-S) = 1000(1-0.051)=949 об/мин

Угловая скорость электродвигателя

рад/с

Передаточное отношение привода

Принимаем по ГОСТ 2185-66передаточное отношение редуктора U_p = 4, тогда передаточное отношение цепной передачи

Вращающие моменты на валах:

На валу шестерни Нм

Навалу колеса Т₂ = T₁  U_p = 31,7 4 = 126,8 Нм

Частоты вращения и угловые скорости валов

Вал В

n₁ = nдв= 949об/мин

₁ = _дв = 99,3 рад/с

Вал С

об/мин

рад/с

Вал А

n₃ = n_б = 67 об/мин

n₃ = n_б = 67 об/мин

2.Расчет зубчатых колес редуктора

По таблице 3.3 [1] выбираем материал зубчатых колес:

для шестерни сталь 45 – термообработка улучшение твердость НВ 230;

для колеса – сталь 45 – термообработка улучшение твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения (формула 3.9 [1])

,

где G_Нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения.

По таблице 3.2 [1] для материала колёс: _Нlimb = 2НВ + 70.

К_HL – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации К_HL = 10 (стр.33 [1]);

[S_н]- коэффициент безопасности. Для улучшеной стали [S_н] = 115 (cтр. 33 [1]).

Допускаемые контактные напряжения

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

Коэффициент нагрузки, с учётом влияния изгиба от натяжения цепи, принимаем как для несимметрично расположенных колёс. По таблице 3.1[1] К_нл=1.25

Коэффициент ширины вунца по межосевому расстоянию Ψ_ва= в/a_w

Для прямозубых колёс Ψ_ва= 0,16 (стр.36)

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле 3.7 [1]

мм,

Принимаем по ГОСТ 2185–66 а_w = 180 мм

где К_а = 49,5 – коэффициент для прямозубых колес (страница 32 [1]).

Нормальный модуль зацепления

m = (001 002) а_w = (001 002)  180 = (1,8 3,5) мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 3 мм

Определяем суммарное число зубьев колес

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Z₂ = Z_E –Z₁= 120-24 = 96

Уточняем передаточное отношение

Уточняем межосевое расстояние

а_w =0,5(Z₁ – Z₂)m = 0.5 (24+96) ·3 =180 мм

Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:

d₁=m·z₁= 3·24 = 72мм;

d₂=z_2·m = 96·3 = 288мм.

Проверка: мм.

диаметры вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2m = 72 + 2  3 = 78 мм;

d_a2 = d₂ + 2m = 288 + 2  3 = 294 мм.

диаметры впадин зубьев

d_f1 = d₁- 2.5 m = 72-2.5·3 = 64.5 мм

Ширина колеса мм.

Ширина шестерни b₁ = b₂ + (2÷5) = 30 + 4= 34 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

.

Окружная скорость колеса и степень точности передачи:

м/с.

При такой скорости колёс следует принять 8-ую степень точности передачи.

По таблице 3.5 [1] при _bd = 0.47 и твердости НВ< 350, принимаем К_Н = 1.05.

По таблице 3.4 [1] при V = 3.6 м/с и 8-й степени точности, коэффициент К_Н =109.

По таблице 3.6 [1] для шевронных колес коэффициент К_Hv = 105.

Тогда коэффициент нагрузки К_Н = К_Н  К_Н  К_Нv = 1.05  109  105 = 1.20

Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1]

Мпа < [_Н].

Силы действующие в зацеплении:

окружная сила Н

радиальная сила Н,

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25 [1]

 [_F].

где коэффициент нагрузки К_F = K_F  K_Fv

По таблице 3.7 [1] при _bd = 0.47,твёрдости НВ<350. Коэффициент К_F = 108

По таблице 3.8 [1] при V=3.6и 8-ой степени точности коэффициент К_Fv = 1.45

Тогда К_F = 108· 145 =1,57

Y_F – коэффициент прчности зуба по местным напряжениям зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v:

тогда Y_F1 = 4.09 Y_F2= 3.61 (страница 42 [1]).

Допускаемые напряжения при изгибе

По таблице 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости НВ< 350 принимаем НВ.

для шестерни ⁰_Flimb1 = 18  НВ₁ = 18  230 = 414Мпа;

для колеса ⁰_Flimb2 = 181  НВ₂ = 18  200 = 360 Мпа.

Коэффициент безопасности [S_F] = [S_F] [S_F]''.

По таблице 3.9 [1]: [S_F] = 175 и [S_F]'' = 10.

Тогда [S_F] = 175  10 = 175.

Допускаемые напряжения:

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

Производим сравнительную оценку прочности зубьев для чего находим отношение

:

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса  для которых это отношение меньше.

Мпа < [_F2] = 206Мпа.

Вывод: условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет валов проведем на кручение. Крутящие моменты в сучениях вылов: ведущего-T₁ = 31,7 H·м; ведомого –Т₂ = 126.8 Н·м

3.1 Ведущий вал

Крутящий момент на валу Т₁ = 12.5.

Допускаемые напряжения на кручение [_к] = 25 Мпа.

Диаметр выходного конца вала

мм.

Так как ведущий вал редуктора соединяется муфтой МУВП с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры выходных концов валов.

По таблице 2[1] для электродвигателя 4A112М d_дв = 32мм.

Тогда d_в1 = 0,75  d_дв = 0,75  32 =24м (страница 296 [1]);

диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1 = 20мм.

Конструкция ведущего вала

3.2 Ведомый вал:

Крутящий момент на валу Т₂ = 50м. Диаметр выходного конца вала под ведущую звездочку цепной передачи определяем по пониженным напряжениям [_к] = 20 МПа чем учитывается влияние изгиба вала от натяжения цепи:

мм

Принимаем d_в2 = 32, диаметр вала под подшипники d_п2 = 35м под зубчатым колесом d_к2 = 40.

Диаметр остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Конструкция ведомого вала

35

32

35

40

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом ее размеры определены выше:

Z₁ = 24; m = 3мм; dа₁ = 78; d_f1 = 64.5м; b₁ = 34.

Колесо кованое, его размеры

d₂ = 288; d_a2 = 294; b₂ = 30мм; m = 3мм; Z₂ = 96 мм; d_f2 = 280.5мм,

диаметр ступицы колеса d_ст2 = 16 d_к2 = 64мм

длина ступицы колеса l_ст2 = (1215) d_к2 = (1215)  40 = (48-60)мм

принимаем l_ст2 = b₂ = 50

Толщина обода ₀ = (24) m = (24)  3= (612)мм

принимаем ₀ = 10мм.

Толщина диска С = 03  b₂ = 03  30=9мм, принимаем с = 10мм

Диаметр окружности центров в диске

Д_отв =0,5 (Д_о + d_ст2) = 0.5(269+64) = 162мм

Где Д_о = d_f2 – (2d_o + 5m) = 294-(2·10+3·5) = 259мм

Диаметр отверстий в диске колеса

5.Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

 = 0025a_w + 1мм = 0025  180 + 1 = 5,5 мм;

₁ = 002a_w +1мм = 002  180 + 1 = 4,6 мм

принимаем  = ₁ = 8мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

b = b₁ = 15  = 15  8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 235   = 235  8 = 18,8 мм принимаем p = 20 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных: d₁ = (0030036)а_w + 12 = (0030036)180 + 12 = (17,418,5) мм; принимаем болты с резьбой М18;

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₂ = (07075)d₁ = (07075)18 = (12,613,5) мм принимаем болты с резьбой М12.

соединяющих крышку с корпусом: d₃ = (0506)d₁ = (0506)18 = (910,8) мм; принимаем болты с резьбой М10.

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Крутящий момент на валу

Т₂ = 126,8Н·м

Передаточное отношение определено выше U_ц = 3,55.

Число зубьев ведущей звездочки

z₃ = 31 – 2U_ц = 31 – 2  355 = 23,9; принимаем z₃ = 24.

Число зубьев ведомой звездочки

z₄ = z₃U_ц = 24  3,55 = 85,2. Принимаем z₄ = 85

Фактическое передаточное отношение

что соответствует принятому.

Оклонение Δ =

Допускается ± 3%

Определяем расчетный коэффициент нагрузки (формула 7.38[1]);

К_э = К_дК_аК_нК_рК_смК_п = 1111251125 = 156;

где К_д = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

К_а = 1 – коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния при а_ц  (30÷60)t;

К_н = 1 – коэффициент влияние угла наклона линии центров при = 45; К_н =1,0

К_р – коэффициент, учитывает способ регулирования натяжения цепи К_р = 125 при периодическом регулировании натяжения цепи;

К_см – коэффициент учитывает способ смазки; при непрерывной смазке К_см = 10;

К_п – учитывает продолжительность работы передачи в сутки при двухсменной работе К_п = 125.

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] при n₂ = 238 об/мин, ориентируясь на шаг цепи t = 19,05 принимаем [p] = 24 МПа.

Шаг однорядной цепи

мм.

Подбираем по таблице 7.15 [1] цепь ПР–25,4–60 по ГОСТ 13568-75, имеющую: шаг t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60кН; массу q = 2,6 кг/м;

А_оп = 179,7мм².

Скорость цепи

м/с.

Окружная сила

H.

Давление в шарнирах проверяем по формуле 7.39 [1]:

МПа.

Уточняем по таблице 7.18 [1] допускаемое давление.

р = 23 [ 1 + 001 (z₃ – 17)] = 21 [1 + 001 (24 – 17)] = 22,5 МПа.

Условие р  [p] выполнено.

Определяем число звеньев цепи (формула 7.36 [1])



где (стрaница 148 [1]); z_ = z₃ + z₄ = 24 + 85 = 109.

тогда L_t = 2 · 50 + 05 · 109 + = 156,4. Округляем до четного числа L_t = 156.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37 [1]

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% т.е. на 1265 · 0004  5 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле 7.34 [1]

мм;

мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек.

мм

мм,

где d₁ = 15,88 мм – диаметр ролика цепи (таблица 7.15 [1]).

Силы, действующие на цепь:

Окружная F_tц = 1300Н (определены выше).

От центробежных сил F_v = q · ² = 2,6 · 2,42² = 16 H.

От провисания цепи F_f = 981 · K_f · q · а_ц = 981 · 15 · 2,6 · 1,27= 49 Н,

Расчетная нагрузка на вал F_в = F_tц + 2F_γ = 1300+ 2 · 49 = 1398H.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи (формула 7.40 [1])

> [S] = 8,4

где [S] = 8,4– нормативный коэффициент запаса прочности цепи (таблица 7.19 [1]).

Условие S > [S] выполнено

Размеры ведущей звездочки:

dd3 =194.6мм; Д_ез = 206мм

диаметр ступицы звездочки

Д_ст3= 16 d_в2 = 16 · 32 = 52мм;

длина ступицы l_ст3 = (1216) · d_в2 = (1216) · 32 = (38,4÷51,2) мм;

принимаем l_ст3 = 50 мм.

Толщина диска звездочки

С = 093 В_н = 093 · 15,88 =14,8 мм

где В_н = 15,88 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена цепи (табл. 7.15 [1])

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку выполняется в два этапа. Превый этап позволяет приближенно определить положение зубчатых колес и ведущей звездочки цепной передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций и набора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке корпуса в масштабе М 1:1.

Примерно по середине листа проводим горизонтальную осевую линию затем две вертикальные оси валов на расстоянии а_w = 180 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо: шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца колеса.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ =10 мм;

б) принимаем зазор между торцом ступицы шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ = 10 мм;

в) принимаем зазор между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А₂ = 10 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75. Габариты подшипников выбираем из таблицы П3. [1] по диаметру вала в месте посадки подшипника: d_п1 = 30 мм; d_п2 = 35 мм.

Условное обозначение подшибника

d

D

B

Грузоподъёмность, кН

Размеры, мм

206

30

62

16

19,5

10

207

35

72

17

25,5

13,7

Решаем вопрос смазки подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер У=10 мм; принимаем У = 10 мм.

Находим расстояние от середины шестерни до точек приложения реакции подшипников к валам:

на ведущем валу мм;

на ведомом валу мм;

тоесть l₁ = l₂ = 54 мм.

Из расчета цепной передачи определяем расстояние от точки приложения натяжения цепи к валу, до точки приложения реакции ближайшего из подшипника ведомого вала.

Длина гнезда подшибника

мм,

S = 10 мм – толщина врезной крышки;

Определяем расстояние от точки приложения натяжения цепи к валу до реакции ближайшего подшибника ведомого вала

мм

8. Проверка долговечности подшипников

8.1 Ведущий вал

Силы, действующие в зацеплении:

F_t = 500 H; F_r = 182 H, из первого этапа компоновки l₁ = 46 мм.

Расчетная схема вала

Определяем реакции опор:

а) в горизонтальной плоскости H;

б) в вертикальной плоскости Н.

Определяем изгибающие моменты и строим эпюры:

а) в горизонтальной плоскости

M_x1 = 0; M_x2 = 0; M_cx = R_x1· l₁ = 440· 54 = 23760 H·мм = 23,76 Н·м;

б) в вертикальной плоскости

M_y1 = 0; M_y2 = 0; M_cy = R_y1· l₁ = 160· 54 = 8640 H·мм = 8,64 Н·м.

Определяем суммарные реакции опор

Так как осевая нагрузка в зацеплении отсутствует то коэффициент осевой нагрузки

y = 0 а радиальной x = 10.

Эквивалентную нагрузку определяем по формуле

Р_э = x · v · R · К_б · К_т

при t < 100 C температурный коэффициент К_т = 10 (табл. 9.20 [1] );

V = 10 – коэффициент при вращении внутреннего кольца подшипника.

К_б =1.2 –коэфициент безопасности для редукторов

Тогда Р_э = 1,0 · 1,0 · 470 · 12 · 1,0 = 570 H = 0,57кН.

Расчетная долговечность, часов

часов.

8.2 Ведомый вал

Силы действующие в зацеплении: F_t = 880 H; F_r = 320 H; F_ц = 1398 H. Крутящий момент на валу Т₂ = 126 Н·м. n₂ = 238^об/мин

Из первого этапа компоновки: l₂ = 54 мм; l₃ = 70 мм.

Расчетная схема вала

Составляющие действующие на вал от натяжения цепи.

F_цx = F_цy = F_ц · sinγ = 1398 · sin 45° = 1398 · 07071 = 988 Н.

Определяем реакции опор:

а) в горизонтальной плоскости

m₃ = 0; F_цx· (2l₂ + l₃) – F_t · l₂ – R_x4 · 2l₂ = 0;

Н;

m₄ = 0; – R_x3 · 2l₂ + F_t · l₂ + F_цx · l₃ = 0

H.

Проверка:

x_i = 0; R_x3 + F_цx – F_t – R_x4 = 1126 + 988 – 880 – 1234= 0.

Следовательно реакции определены верно.

б) в вертикальной плоскости

m₃ = 0; F_r· l₂ + F_цy· (2l₂ + l₃) – R_y4· 2l₂ = 0

H;

m₄ = 0; – R_y3· 2l ₂ – F_r· l ₂ + F_цy· l ₃ = 0;

Н.

Проверка:

y_i = 0; R_y3 + F_r + F_цy – R_y4 = 480 + 320+988 – 1788 = 0.

Следовательно реакции определены верно.

Определяем изгибающие моменты и строим эпюры:

а) в горизонтальной плоскости

М_x3 = 0; M_bx = 0;

M_ax = - R_x3· l₂ = - 1126· 54 = - 60800 H·мм = -60,8 Н·м;

M_4х = - F_цx· l₃ = - 988 ·70 = - 69160 H·мм = - 69,16 Н·м;

б) в вертикальной плоскости

M_3y = 0 M _by = 0;

M_ay = R_y3· l ₂ = 480 · 54 = 25920 H·мм = 25,92 Н·м;

M_4y = - F_цy· l ₃ = - 998 · 70 = - 69160 H·мм = - 69,16 Н·м.

Определяем суммарные реакции опор

Н;

Н.

Эквивалентную нагрузку определяем для более нагруженной опоры “4” так как

R₄ > R₃.

Значения коэффициентов принимаем те же что и для ведущего вала:

x = 1,0 v = 1,0 К_т = 1,0 К_б = 12. У = 0;

Определяем эквивалентную нагрузку

Р_э4 = x · v · R₄ · К_т · К_б = 1,0 · 1,0 · 2,18 · 1,2 · 10 = 2,62 кН.

Расчетная долговечность, часов

часов.

Подшипники ведущего вала № 205 имеют ресурс L_h = 69·10⁴ ч а подшипники ведомого вала № 206 имеют ресурс L_h = 64,52·10³ часов.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок пазов и длины по ГОСТ 23360 – 78. Материал шпонок сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности

;

допускаемые напряжения при стальной ступице [_см] = 120 МПа, а при чугунной ступице [G _см] = 70 МПа.

9.1 Ведущий вал

Крутящий момент на валу Т₁ = 31,7 Н·м.

Шпонка на выходном конце вала для соединения муфтой с валом электродвигателя. По таблице 8.9 [1] при d_в1 = 18 мм находим b×h = 8×7 мм; t₁ = 4 мм; длина шпонки

l = 40 мм при длине ступицы полумуфты l_ст = 45 мм (Таблица 11.5 [1]).

Тогда

9.2 Ведомый вал

Крутящий момент на валу Т₂ = 126,8 Н·м.

Шпонка под зубчатым колесом d_к2 = 40 мм. По табл. 8.9 [1] принимаем b×h = 12×8 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 45 мм . При длине ступицы колеса l_ст3 = 50 мм.

Тогда

Шпонка на выходном конце вала, под ведущую звёздочку цепной передачи,

d_в2 = 32мм; По таблице8.9[1] b×h = 10×8; t ₁ = 5мм; l = 50мм; при длине ступицы звёздочки l_ст = 55мм

Звёздочка литая из стали 45Л

Тогда

Вывод: Условие _см  [_см] выполнено.

10. Уточненный расчет валов

Будем выполнять расчет для предположительно опасных сечений. Прочность соблюдена при S  [S].

10.1 Ведущий вал

Материал вала сталь 45, улучшенная так как вал изготовлен за одно целое с шестерней. По таблице 3.3 [1] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_a1 = 78 мм) принимаем _в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

= 043·_в = 043 · 780 = 335 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

_-1 = 058· = 058 · 335 = 193 МПа.

Сечение А-А .

Это сечение выходного конца вала d_в1 = 24 мм под муфту, для соединения вала двигателя с валом редуктора. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. По таблице 8.9 [1] при d_в1 = 24 мм находим b = 8 мм; t₁ = 4 мм. Это сечение рассчитываем на кручение. Коэффициент запаса прочности сечения

.

Момент сопротивления кручению

мм³.

Крутящий момент на валу Т₁ = 12,5 Н·м.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Принимаем по таблице 8.5 [1] K = 178

по таблице 8.8 [1] _ = 083 и _ = 01. Тогда

10.2 Ведомый вал

Материал вала – сталь 45, нормализованная. По табл.3.3[1] принимаем _в = 580 МПа.

Cечение вала А-А.

Это сечение под зубчатым колесом d_к2 = 40 мм. Крутящий момент на валу

Т₂ = 126,8 Н·м. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при d_к2=35мм находим b = 12 мм, t₁ = 5 мм.

Вал подвергается совместному действию изгиба и кручения.

Момент сопротивления изгибу:

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений:

МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

По табл. 8.5 [1] K= 1,58; K_ = 1,48;

По табл. 8.8 [1]  = 0,85; _ = 0,73; _ = 0,1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности сечения

Сечение вала Б-Б.

Это сечение выходного конца вала под ведущую звездочку цепной передачи

d_в2 = 32мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при d_в2=25 мм находим b = 10 мм, t₁ = 5 мм.

Вал подвергается совместному действию изгиба и кручения

Изгибающий момент в сечении под звездочкой

M_и = F_ц· x  приняв x =50 мм получим

М_и = 1398 · 50 = 69,9 Н·м.

Момент сопротивления кручению

мм³.

Момент сопротивления изгибу

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений

МПа; _m = 0.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

По табл. 8.5 [1] принимаем К= 158; К_ = 148.

По табл. 8.8 [1] находим = 087; _ = 076;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности сечения

Вывод: прочность валов обеспечена.

11. Выбор сорта смазки

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса редуктора.

Объем масляной ванны (V_м) определяется из расчета 025 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности.

V_м = 025· Р_тр = 3,15 = 0,7 дм³.

По табл. 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях

_н = 302 МПа и скорости колес V = 4,26 м/с рекомендуемая вязкость масла

₅₀ = 28·10^-6 м²/c

По табл. 10.10 [1] по ГОСТ 20799 – 75 выбираем масло индустриальное И - 30А.

Подшипниковые камеры заполняют пластичной смазкой УТ-1 (Табл. 9.14 [1]). Периодически смазка пополняется шприцем через пресс – масленки.

12. Посадки деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями таблица 10.13. [1]

по ГОСТ 25347 – 82.

Посадка зубчатого колеса на вал .

Посадка ведущей звездочки на вал .

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

Посадки остальных деталей указаны на сборочном чертеже редуктора.

13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вала начиная с узлов валов;

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники номер 206 предварительно нагретые в масле до t = 90 – 100 С и надевают сквозную подшипниковую крышку.

В ведомый вал закладывают шпонку 12×8×45 мм и напрессовывают колесо до упора в бурт вала устанавливают распорную втулку мазеудерживающие кольца шарикоподшипники номер 207 предварительно нагретые в масле и надевают сквозную подшипниковую крышку.

Собранные валы укладывают в основание корпуса заполняют подшипниковые камеры пластичной смазкой. Покрывают поверхности стыка корпуса и крышки спиртовым лаком устанавливают в проточки корпуса глухие врезные подшипниковые крышки и устанавливают крышку корпуса.

Перед установкой сквозных подшипниковых крышек в проточки закладывают войлочные сальники.

Для центровки крышка устанавливается на корпусе с помощью двух конических штифтов.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышку корпуса болтами.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой жезловый маслоуказатель и пресс-масленки. Заливают внутрь корпуса масло индустриального И – 30А и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из маслостойкой резины и закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.

Литература

Чернавский С.А. и др. “Курсовое проектирование деталей машин”. М. 1987г.

Устюгов.И.И «Детали машин». М 1981г.