Привод к скребковому конвейеру

Koleso_5.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Радиусы скруглений 2
Неуказанные предельные отклонения размеров:
валов -t; отверстий +t
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Raschet_9-8.doc

1Кинематическая схема машинного агрегата
2Срок службы приводного устройства
Привод к скребковому конвейеру устанавливается в заводском цеху и предназначен для транспортировки сыпучих грузов работа в две смены по 8 часов нагрузка маломеняющаяся режим реверсивный.
Срок службы привода определяется по формуле
где LГ = 6 лет – срок службы привода;
КГ – коэффициент годового использования;
где 300 – число рабочих дней в году;
tc = 8 часов – продолжительность смены
Кс = 1 – коэффициент сменного использования.
Lh = 365·6·082·8·2·1 =287328 часа
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса тогда
Lh = 287328·085 = 24423 час
Рабочий ресурс принимаем 25000 часов
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
С малыми колебаниями
Выбор двигателя кинематический расчет привода
1Определение требуемой мощности.
Требуемая мощность рабочей машины
Ррм = Fv = 30·065 = 195 кВт
2Общий коэффициент полезного действия
где м = 098 – КПД муфты [1c.40]
з.п = 097 – КПД закрытой цилиндрической передачи
о.п = 097 – КПД открытой ременной передачи
пк = 0995 – КПД пары подшипников качения
пс = 099 – КПД пары подшипников скольжения.
= 098·097·09952·097·0992 = 0895.
3Требуемая мощность двигателя
Ртр = Ррм = 19500895 = 218 кВт.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях в открытых помещениях и т. п.
Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 22 кВт
Определение передаточного числа привода и его ступеней
Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750 1000 1500 и 3000 обмин.
Выбор типа электродвигателя
Синхронная частота вращения обмин
Номинальная частота вращения
Частота вращения барабана
nрм = 6·104v(zp) = 6·104·065(7·100) = 557 обмин
Общее передаточное число привода
где n1 – частота вращения вала электродвигателя.
Принимаем для зубчатой передачи u1 = 63 тогда для открытой передачи
Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 3 так как только в этом случае передаточное число ременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2÷4). Таким образом выбираем электродвигатель 4АМ100L6У3
3Определение силовых и кинематических параметров привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв = 950 обмин w1 = 95030 = 994 радс
n2 = n1u1 = 95027 = 352 обмин w2=35230 = 368 радс
n3 = n2u2 =35263 = 558 обмин w3= 55830 = 584 радс
Фактическое значение скорости вращения рабочего вала
v = zpn36·104 = 7·100·5586·104 = 0651 мс
Отклонение фактического значения от заданного
Мощности передаваемые валами:
P2 = Pтро.ппк = 212·097·0995 = 2035 кВт
P3 = P2з.ппк = 2035·097·0995 = 1955 кВт
Pрв = P3мпс2 = 1955·098·0992 = 1877 кВт
Т1 = P1w1 = 2120994 = 2132 Н·м
Т2 = 2035368 = 5527 Н·м
Т3 = 1955584 = 33418 Н·м
Трв = 1877584 = 3214 Н·м
Результаты расчетов сводим в таблицу
Вал электродвигателя
Ведущий вал редуктора
Ведомый вал редуктора
Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений
Принимаем согласно рекомендациям [1c.52] сталь 40:
шестерня: термообработка – улучшение НВ262÷302 [1c.53]
колесо: термообработка – нормализация – НВ235÷262.
Средняя твердость зубьев:
НВ1ср = (235+262)2 = 282
НВ2ср = (179+207)2 = 2485
Допускаемые контактные напряжения:
где KHL – коэффициент долговечности
где NH0 = 1·107 [1c.55]
N = 573Lh = 573·584·250·103 = 83658·107.
Так как N > NH0 то КHL = 1.
[]H1 = 18HB+67 = 18·282+67 = 5746 МПа.
[]H2 = 18HB+67 = 18·2485+67 = 5143 МПа.
[]H = 11([]H1 +[]H2) = 11(5746+5143) = 9899 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:
где KFL – коэффициент долговечности
Так как N > NF0 = 4·106 то КFL = 1.
[]F01 = 103HB1 = 103·282 = 29046 МПа.
[]F02 = 103HB2 = 103·2485 = 25595 МПа.
[]F1 = КFL []F01SF = 1·2904612 = 24205 МПа.
[]F2 = КFL []F02SF = 1·2559512 = 21329 МПа.
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Расчет закрытой цилиндрической передачи
Межосевое расстояние
где Ка = 430 – для косозубых передач [1c.58]
ba = 0315 – коэффициент ширины колеса
КН = 10 – для прирабатывающихся колес.
аw = 430(63+1)[334·103·10(467542·632·0315)]13 = 156 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 160 мм.
где Km = 58 – для косозубых колес
d2 – делительный диаметр колеса
d2 = 2awu(u+1) = 2·160·63(63 +1) = 2762 мм
b2 = baaw = 0315·160 = 504 мм.
m > 2·58·334·1032762·504·21329 = 1305 мм
принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 20 мм.
Основные геометрические размеры передачи
min = arcsin(35mb2) = arcsin(35·2504) = 804°
Суммарное число зубьев:
zc = 2·160cos8°20 = 158
Число зубьев шестерни:
z1 = zc(u+1) = 158(63 +1) = 22
Число зубьев колеса:
z2 = zc-z1 = 158 =136;
уточняем передаточное отношение:
u = z2z1 =13222 = 63
Отклонение фактического значения от номинального
= 0 меньше допустимого 5%
Действительное значение угла наклона:
Фактическое межосевое расстояние:
aw = (z1+z2)m2cos = (136+22)·202cos906° = 160 мм.
делительные диаметры
d1 = mz1cos = 20·2209875= 4500 мм
d2 = 20·13609875= 27600 мм
da1 = d1+2m = 4500+2·20 = 4900 мм
da2 = 27600+2·20 = 28000 мм
df1 = d1 – 24m = 4500 – 25·20 = 4000 мм
df2 = 27600 – 25·20 = 27100 мм
b2 = ybaaw = 0315·160 = 50 мм
b1 = b2 + (3÷5) = 50+(3÷5) = 54 мм
v = 2d22000 = 368·276002000 = 507 мс
Принимаем 9-ую степень точности.
Силы действующие в зацеплении
Ft = 2T1d2 = 2·3342·10327600 = 2422 H
Fr = Fttgacos = 2422tg20º09875= 881 H
Fa = Fttgb = 2422tg906° = 384 Н.
Проверка межосевого расстояния
аw = (d1+d2)2 = (4500+27600)2 = 1605 мм
Проверка пригодности заготовок
Dзаг = da1+6 = 4900+6 = 5500 мм
Условие Dзаг Dпред = 315 мм выполняется
Для колеса размеры заготовки не лимитируются
Расчетное контактное напряжение
где К = 376 – для косозубых колес [1c.61]
КНα = 116 – для косозубых колес
КН = 10 – для прирабатывающихся зубьев
КНv = 105 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].
H = 376[2422(63+1)116·10·105(27600·50)]12 = 4697 МПа.
Перегрузка (4697 – 4675)100417 = 047% допустимо 5%.
Расчетные напряжения изгиба
F2 = YF2YFtKFαKFKFv(mb2)
где YF2 – коэффициент формы зуба
Y = 1 – 140 = 1 – 8140 = 09426
KFα = 1 – для косозубых колес
KF = 1 – для прирабатывающихся зубьев
KFv = 114 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
Коэффициент формы зуба:
при z1 =22 zv1 = z1(cos)3 = 22098753 = 228 YF1 = 398
при z2 =136 zv2 = z2(cos)3 =136098753 = 1412 YF2 = 361.
F2 = 361·09426·2422·10·10·11420·50 = 939 МПа []F2
F1 = F2YF1YF2 = 939·398361 = 1035 МПа []F1.
Так как расчетные напряжения H [H] и F []F то можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Расчет плоскоременной передачи
Принимаем кордошнуровой ремень толщиной d = 28 мм.
Диаметр малого шкива при [k0]=232 МПа
d1 > 70 = 70·28 = 196 мм.
принимаем по ГОСТ 17383-73 [1c. 424] d1 = 200 мм
Диаметр большого шкива:
d2 = d1u(1-e) = 200×27(1–001) = 5346 мм
Уточняем передаточное отношение:
u = d2d1(1–e) = 540200×(1–001) = 272.
Межосевое расстояние:
a > 15(d1+d2) = 15×(200+540) = 1110 мм.
L = 2a+05p(d1+d2)+(d2–d1)2(4a) =
= 2×1110+05p(200+540)+(540–200)2(4×1110) = 3415 мм.
принимаем L = 3500 мм
Уточняем межосевое расстояние
a = 01252L-05p(d2+d1)+[(2L-p(d2+d1))2 – 8(d2-d1))2]05 =
= 01252×3500-05p(560+180)+[(2×3500-p(560+180)]2 – 8(560-180)2]05 =
Угол обхвата малого шкива:
a1 = 180–57(d2–d1)a = 180–57×(560–180)1298 = 163°
V = pd1n160000 = p×180×70060000 = 66 мс.
Условие v [v] = 35 мс выполняется
Частота пробегов ремня
U = Lv = 35066 = 06 с-1 [U] = 15 c-1
Ft = PV = 223×10366 = 338 Н.
Допускаемая удельная окружная сила
[kп] = [ko]CαCСрСvCFCd .
Коэффициент угла обхвата: Cα = 096.
Коэффициент учитывающий влияние центробежной силы: Cv = 10.
Коэффициент угла наклона передачи С = 10.
Коэффициент режима работы Ср = 09 – при постоянной нагрузке.
Коэффициент диаметра малого шкива Cd = 12
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки СF = 085
[kп] = 160·096×1.0×1.0×0.9×12·085 = 1.41 Нмм.
b = Ftd[kп] = 33828×141 = 86 мм
принимаем b = 90 мм ширина шкива В =100 мм.
Площадь поперечного сечения ремня
A = b = 90·28 = 252 мм2
Предварительное натяжение ремня:
F0 = s0×А = 20×252 = 504 Н
где s0 = 20 МПа – для резинотканевых ремней
Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня
F1 = F0 + Ft2 = 504 + 3382 = 673 H
F2 = F0 – Ft2 = 504 – 3382 = 335 H
Fв = 2F0sina12 = 2×504×sin163°2 = 997 Н.
Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении
max = 1 + и+ v []p = 8 Нмм2
где 1 – напряжение растяжения
= F0A + Ft2A = 504252 + 338(2·252) = 266 Нмм2
и – напряжение изгиба.
и = Eиd1 = 10028180 = 155 Нмм2
где Eи = 100 Нмм2 – модуль упругости.
v = ρv210-6 = 110066210-6 = 005 Нмм2
где ρ = 1100 кгм3 – плотность ремня.
max = 266+155+005 = 426 Нмм2
Так как условие max []p выполняется то можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Нагрузки валов редуктора
Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи
Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал
Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал
Fм = 125·Т312 = 125·374812 = 2420 Н
Рис. 6.1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора
Разработка чертежа общего вида редуктора.
Материал быстроходного вала – сталь 45
термообработка – улучшение: в = 780 МПа;
Допускаемое напряжение на кручение []к = 10÷20 МПа
Диаметр быстроходного вала
где Т – передаваемый момент;
d1 = (16·968·10315)13 = 32 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 35 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1215)d1 = (1215)35 = 4252 мм
принимаем l1 = 60 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 35+2×25 = 400 мм
где t = 25 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 40 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 » 15d2 =15×40 = 60 мм.
Диаметр вала под подшипник:
Вал выполнен заодно с шестерней
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1 = (16·3748·10315)13 = 50 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 50 мм;
l1 = (1015)d1 = (1015)50 = 5075 мм
принимаем l1 = 60 мм
d2 = d1+2t = 50+2×28 = 536 мм
где t = 28 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 55 мм .
Длина вала под уплотнением:
l2 » 125d2 =125×55 = 68 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 32r = 55+32×30 = 646 мм
принимаем d3 = 60 мм.
Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №208 для быстроходного вала и №211 для тихоходного вала.
Расчетная схема валов редуктора
Рис. 8.1 Расчетная схема ведущего вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 63Ft – 126BX = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
BX = 3025·63126 = 1513 H
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В
mВ = 63Ft – 126АX = 0
АХ = 3025·63126 = 1513 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1 =1513·63 = 953 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 63Fr –126BY + Fa1d12 – 76Fв = 0
Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ
BY = (1135·63 + 773·64002 – 76·997)126 =162 H
mВ = 202Fв –126АY + 63Fr – Fa1d12 = 0
АY = (202·997 +1135·63 – 773·64002)126 = 1970 H
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
MY = 997·76 = 758 Н·м
MY = 997·139 – 1970·63 = 145 Н·м
Суммарные реакции опор:
А = (АХ2 + АY2)05 = (15132 +19702)05 =2484 H
B= (BХ2 + BY2)05 = (15132 +1622)05 =1522 H
Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 64Ft – 234Fм + 128DX = 0
Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ
DX = (234·2420 – 64·3025)128 = 2912 H
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D
mD = 64Ft + 106Fм – 128CX = 0
СX = (106·2420 + 64·3025)128 = 3516 H
MX1 =3516·64 =2250 Н·м
MX2 =2420·106 =2565 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 64Fr – Fad22 + 128DY = 0
DY = (773·256002 – 641135)128 = 206 H
mС = 64Fr + Fad22 – 128CY = 0
Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ
CY = (64·1135 + 773·256002)128 = 1341 H
MY1 = 1341·64 =858 Н·м
MY2 = 206·64 = 132 Н·м
C = (35162 + 13412)05 = 3763 H
D = (29122 + 2062)05 = 2923 H
Проверочный расчет подшипников
Эквивалентная нагрузка
Проверяем наиболее нагруженный подшипник А.
Отношение FaА =7732484= 031 > e следовательно Х=056; Y= 18
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Fr = А – радиальная нагрузка;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Kб =15– коэффициент безопасности;
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Р = (056·1·2484+18773)15·1 = 4174 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
где m = 30 – для шариковых подшипников
Стр = 4174(573·222·21000106)13 = 26880 Н C = 320 кН
Расчетная долговечность подшипника.
= 106(32×103 4174)360×212 = 35425 часов > [L]=21000 час
Проверяем наиболее нагруженный подшипник C.
Отношение FaC =7733763= 020 e следовательно Х=10; Y= 0
Р = (10·1·3763+ 0)15·1 = 5645 Н
Стр = 5645(573·555·21000·106)13 = 22900 Н C = 436 кН
= 106(436×103 5645)360×53 = 144891 часов > [L]=21000 час
Конструктивная компоновка привода
1 Конструирование зубчатых колес
Конструктивные размеры колеса
dст = 155d3 = 155·60 = 94 мм.
lст = (10 15)d = (10 15)60 = 60 90 мм
принимаем lст = 70 мм.
S = 22m+005b2 = 22×2+005·50 =69 мм
С = 025b = 025·50 = 12 мм
2 Конструирование валов
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Шестерня выполняется заодно с валом.
Размеры шестерни: dа1 = 6800 мм b1 = 54 мм =1436°.
Фаска зубьев: n = 05m = 0520 = 10 мм
принимаем n = 10 мм.
В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями передающими вращающий момент применяются шпоночные соединения.
Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5 10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7r6.
4Конструирование подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10 12 мм а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.
5 Конструирование корпуса редуктора 2
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
d = 0025ат + 3 = 0025·160 + 1 = 50 мм принимаем d = 8 мм
b = 15d = 15·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 235d = 235·8 = 20 мм
d1 = 0036aт + 12 = 0036·160 + 12 = 18 мм
принимаем болты М20;
- крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = 075d1 = 075·20 = 15 мм
принимаем болты М16;
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = 06d1 = 06·20 = 12 мм
принимаем болты М12.
6Конструирование элементов открытых передач
Наружный диаметр D = 180 мм ширина обода В =100 мм;
= 003(D+2B) = 003(180+2100) = 114 мм
С = (12 13) = (12 13)12 = 14 16 мм
Принимаем С = 15 мм.
Внутренний диаметр ступицы d = dдв = 32 мм
Наружный диаметр ступицы
Dст = 16d = 1632 = 51 мм
lст = (12 15)d = (12 15)32 = 38 48 мм
принимаем lст = 50 мм
Наружный диаметр D = 560 мм ширина обода В =100 мм;
= 003(D+2B) = 003(560+2100) = 228 мм
С = (12 13) = (12 13)24 = 288 312 мм
Принимаем С = 30 мм.
Внутренний диаметр ступицы d = 35 мм
Dст = 16d = 1635 = 56 мм
lст = (12 15)d = (12 15)35 = 42 52 мм
принимаем lст = 65 мм
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] =800 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 15·3748 = 562 Н·м [T]
Смазка зубчатого зацепления
Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны
V = (0508)N = (05 08)215 » 15 л
Смазка подшипниковых узлов.
Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 мс то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.
1 Проверочный расчет шпонок
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h – высота шпонки;
Шпонка на выходном конце вала: 10×8×50.
Материал шкива чугун допускаемое напряжение смятия []см = 60 МПа.
см = 2·968·10335(8-50)(50-10) = 460 МПа
Шпонка под колесом 18×11×63. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 120 МПа.
см = 2·3748·10360(11-70)(63-18) = 689 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 14×9×56. Материал полумуфты – сталь допускаемое напряжение смятия []см =120 МПа.
см = 2·3748·10350(9-55)(56-14) =1016 МПа
Во всех случаях условие см []см выполняется следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
Сила приходящаяся на один винт
Fв = 05CХ = 053516 =1758 H
Принимаем коэффициент затяжки Кз = 15 – постоянная нагрузка коэффициент основной нагрузки х=03 – для соединения чугунных деталей без прокладки.
Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности в = 500 МПа предел текучести т = 300 МПа; допускаемое напряжение:
[] = 025т = 025300 = 75 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [15(1 – 03) + 03]1758 = 2373 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = dp24 = (d2 – 094p)24 = (12 – 094175)24 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
экв = 13FpA = 13237384 = 37 МПа [] = 75 МПа
3Уточненный расчет валов
Рассмотрим сечение проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45 улучшенная: sВ = 780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
-при изгибе s-1 » 043×sВ = 043×780 = 335 МПа;
-при кручении t-1 » 058×s-1 = 058×335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент
Осевой момент сопротивления
W = d332 = 40332 = 628·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·628·103 = 126·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
v = MиW = 758·103628·103 =121 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
tv = tm = T12Wp = 968·103126·103 = 77 МПа
ke = 365; ktet = 06 ke + 04 = 06·365 + 04 = 26
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
s = -1(kve) = 335365·121 = 76
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
st = t-1(kttvet + yt tm) = 195(26·77 + 01·77) = 94
Общий коэффициент запаса прочности
s = sst(s2 + st2)05 = 76·94(942 + 762)05 = 59 > [s] = 25
Рассмотрим сечение проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45 нормализованная: sВ = 570 МПа [2c34]
-при изгибе s-1 » 043×sВ = 043×570 = 245 МПа;
-при кручении t-1 » 058×s-1 = 058×245 = 142 МПа.
W = d332 = 55332 = 163·103 мм3
Wp = 2W = 2·163·103 =326 мм
v = MиW = 2565·103163·103 = 157 МПа
tv = tm = T22Wp =3748·1032326·103 = 57 МПа
ke = 36; ktet = 06 ke + 04 = 06·36 + 04 = 26
s = -1(kve) = 24536·157 = 43
st = t-1(kttvet + yt tm) = 142(26·57 + 01·57) = 92
s = sst(s2 + st2)05 = 92·43(432 + 922)05 = 39 > [s] = 25
Технический уровень редуктор
Условный объем редуктора
V = LBH = 425200355 = 30106 мм3
L = 425 мм – длина редуктора;
В = 200 мм – ширина редуктора;
Н = 355 мм – высота редуктора.
m = φρV10-9 = 04273003010610-9 = 92 кг
где φ = 042 – коэффициент заполнения редуктора
ρ = 7300 кгм3 – плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
γ = mT2 = 923748 = 025
При γ > 02 технический уровень редуктора считается низким а редуктор морально устаревшим.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк. 1991.–432 с.
Курсовое проектировании деталей машин. С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.
Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.
Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.1990.
Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк. 2002.
Альбом деталей машин.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение 1978.
Федоренко В.А. Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение 1988.
1Кинематическая схема
Расчет открытой цилиндрической передачи
4 Конструирование подшипниковых узлов
5Конструирование корпуса редуктора

Val_5(1).cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров::
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Kinematicheskaya_skhema_9-8.cdw

Плоскоременная передача
Редуктор цилиндрический
Число зубьев звездочки
Допускаемое отклонение
Срок службы привода L
Привод к скребковому
Кинематическая схема.

kin_skhema.frw

Плоскоременная передача
Редуктор цилиндрический
Число зубьев звездочки
Допускаемое отклонение
Срок службы привода L

Reduktor_vid_sboku_5.cdw

epyura_1.frw

Spetsifikatsia_reduktor_s_otkrytymi_peredachami.spw

Редуктор цилиндрический
Кольцо мазеудерживающее
Кольцо мазудерживающее
Болт М6х20.66 ГОСТ7798-70
Винт М8х22.48 ГОСТ1491-80
Шайба 16.65Г ГОСТ6402-70
Штифт 4х16 ГОСТ 3128-70
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78

Komponovka__5.cdw

reduktor_5.cdw

Технические требования
Редуктор залить маслом: индустриальное И-Г-А-46
В подшипниковые узлы при сборке заложить консталин
жировой УТ-1 ГОСТ 1957-73
Привод допускается эксплуатировать с отклонением от
горизонтального положения на угол до 5
Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u = 4.
Крутящий момент на тихоходном
Скорость вращения быстроходного
Редуктор цилиндрический

skhema_nagruzhenia.frw

Val_5.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров::
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

epyura_2.frw