- •Введение
- •2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
- •2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
- •3 Выбор материалов червячных передач. Определение допускаемых напряжений.
- •3.1 Определение твердости термообработки и материалов зубчатых колес.
- •3.2 Определение допускаемых контактных напряжений.
- •4 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
- •4.1 Проектный расчет.
- •4.2 Поверочный расчет зубьев колеса на выносливость по контактным напряженим
- •5 Нагрузки валов редуктора
- •5.1 Определение сил в зацеплении редукторной передачи
- •6.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение.
- •6.3 Определение геометрических параметров валов.
- •6.3.1 Определение геометрических параметров входного вала.
- •6.3.2 Определение геометрических параметров выходного вала.
- •6.4 Предварительный выбор подшипников качения
- •7.2 Расчетная схема выходного вала редуктора.
- •7.2.1 Определение реакций в опорах подшипника.
- •7.2.2 Построение эпюр изгибающего и крутящего моментов.
- •9 Проверочный расчет подшипников.
- •9.1 Проверочный расчет подшипников входного вала.
- •9.1.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки.
- •10.1.2 Конструирование ведомого шкива ременной передачи.
- •10.2 Выбор соединений валов с деталями.
- •10.3 Конструирование подшипниковых узлов.
- •10.4 Конструирование корпуса редуктора.
- •10.5 Выбор муфты
- •10.5 Смазка. Смазочные устройства.
- •11 Проверочные расчеты
- •11.1 Проверочный расчет шпонок
- •11.1.1 Подбор шпонок
- •11.1.2 Проверочный расчет шпоночных соединений
- •11.2 Проверочный расчет валов
- •11.2.1 Входной вал
- •11.2.2 Выходной вал
- •Заключение
- •Литература
10.5 Выбор муфты
Для соединения выходного вала редуктора с валом барабана используем цепную муфту.
Подбор стандартной цепной муфты производим по диаметру вала и передающему моменту. По табл. К26 [1] выбираем:
Муфта цепная 500-50-1.1х50-1.1-У3 ГОСТ 20884-88.
10.5 Смазка. Смазочные устройства.
Смазывания зубчатых колес закрытой передачи осуществляется погружением в масляную ванну лопаток быстроходного вала по рекомендации [1], т.к. окружная скорость колеса кол>0,3 м/c.
Глубина погружения лопаток по рекомендации [1] составляет:
мм. Принимаем мм.
Расстояние от лопаток до дна масляной ванны по рекомендации [1]:
мм. Принимаем по компановке мм.
Определим необходимое количество масла:
дм3;
Определим объем масляной ванны редуктора:
дм3;
где a – длина масляной ванны, по компоновке равна 3,06 дм;
b – ширина масляной ванны, по компоновке равна 0,89 дм;
h – высота масляной ванны, по компоновке равна дм.
По табл. 10.29 [1] выбираем марку масла: И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87.
Смазывание подшипников осуществляется тем же смазочным материалом, что и зубчатые колеса закрытой передачи (по рекомендации [1]).
11 Проверочные расчеты
11.1 Проверочный расчет шпонок
11.1.1 Подбор шпонок
Выбор параметров шпоночного соединения (сечение шпонки, глубина паза, вала и втулки) осуществляется по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала. Длина шпонки определяется в зависимости от длины ступицы.
На рис.11.1 представлен эскиз шпоночного соединения.
В табл. 11.1. представлены параметры шпоночных соединений.
Рис. 11.1 Шпоночное соединение.
Табл. 11.1 – Параметры шпоночных соединений
Вал |
Элемент передачи |
Диаметр вала d, мм |
Размеры шпонки, мм |
Глубина паза, мм |
|||
длина l |
ширина b |
высота h |
вала t1 |
втулки t2 |
|||
Входной |
Шкив |
40 |
40 |
12 |
8 |
5 |
3,3 |
Выходной |
Колесо зубчатое |
64 |
50 |
18 |
11 |
7 |
4,4 |
Муфта |
50 |
40 |
16 |
10 |
6 |
4,3 |
11.1.2 Проверочный расчет шпоночных соединений
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.
Напряжение смятия определяется по следующей формуле:
,
где []см – допускаемое напряжение смятия для материала шпонки. По рекомендации [2] принимаем [см] =130 Н/мм2;
Входной вал:
Шкив:
Н/мм2
Шпонка пригодна.
Выходной вал:
Зубчато колесо:
Н/мм2
Шпонка пригодна.
Звездочка:
Н/мм2
Шпонка пригодна.
11.2 Проверочный расчет валов
11.2.1 Входной вал
Наиболее опасным сечением входного вала является сечение в месте установки подшипника.
Определим коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
,
где -1 – предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле изгиба, по табл. 3.2 [1] для стали 45 -1=380МПа
a – амплитуда цикла изменений напряжений изгиба,
,
где W – момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, по табл. 11.1 [1]: мм3;
МПа;
kД – коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваем сечении при изгибе.
,
где k – коэффициент концентратора напряжений, по табл.11.2 [1] k =1,45;
kd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по рис.11.3 [1] kd =0,83;
kF – коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности, по рис.11.4 [1] kF =1,0;
kY – коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.5 [1] kY =1,3.
.
Определим коэффициент запаса по касательным напряжениям
где -1 – предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле кручения, -1=0,58-1=220,4МПа
a – амплитуда цикла нагружения кручения,
,
где wр – момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, по табл. 11.1 [1]: мм3;
МПа;
kД – коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваем сечении при кручении.
,
где k – коэффициент концентратора напряжений, по табл.11.2 [1] k =1,3;
.
Определим общий запас сопротивления усталости
.