Выбор и расчет электродвигателя Введение Для передачи вращающего момента, от вала двигателя к валу рабочей машины, в приводах различных машин и механизмов применяются редукторы. Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращающего момента от вала двигателя к валу рабочей машины, поэтому редукторы широко применяются в приводах различных машин и механизмов. Редуктор состоит из корпуса (ленточного чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения. Передаточное отношение одноступенчатых цилиндрических редукторов ограничено Umax ≤ 6,3, поэтому для реализации больших передаточных отношений в схему привода дополнительно включают цепные или ременные передачи. Для привода ленточного конвейера спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения с прямозубыми колесами предназначенный для длительной эксплуатации. Передача нереверсивная , нагрузка близкая к постоянной. Работа двухсменная. Исходные данные: Тяговое усилие ленты Fл = 2,07 кН Скорость ленты Vл = 1,33 м/с Диаметр приводного барабана Дб = 380 мм Схема привода 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет По таблице 1.1 [1] принимаем: К.п.д. пары цилиндрических зубчатых колес h1 = 0,98; К.п.д. пары подшипников качения h3 = 0,99; К.п.д. открытой цепной передачи h2 = 0,92; К.п.д. потерь в опорах приводного барабана h4 = 0,99 Общий К.п.д. привода h = h1 ×h2 2 ×h3 ×h4 = 0,98 × 0,992 × 0,92 × 0,99 = 0,87 Мощность на валу барабана Рб = Vл ×Fл = 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 Ртр = 3,15 кВт выбираем асинхронный трехфазный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А с синхронной частотой частотой вращения nc = 1000 об/мин. Типа 112 МВ6 с параметрами Рдв = 4 кВт и скольжением S = 5,1%. Номинальная частота вращения двигателя nдв = 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 Up = 4, тогда передаточное отношение цепной передачи Вращающие моменты на валах: На валу шестерни Н×м Навалу колеса Т2 = T1 ×Up = 31,7× 4 = 126,8 Н×м Частоты вращения и угловые скорости валов Вал В n1 = nдв= 949об/мин w1 = wдв = 99,3 рад/с Вал С об/мин рад/с Вал А n3 = nб = 67 об/мин n3 = nб = 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 GН limb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения. По таблице 3.2 [1] для материала колёс: Н limb = 2НВ + 70. КHL – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации КHL = 1,0 (стр.33 [1]); [Sн ]- коэффициент безопасности. Для улучшеной стали [Sн ] = 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] Кнл =1.25 Коэффициент ширины вунца по межосевому расстоянию Ψва = в/aw Для прямозубых колёс Ψва = 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 аw = 180 мм где Ка = 49,5 – коэффициент для прямозубых колес (страница 32 [1]). Нормальный модуль зацепления m = (0,01¸ 0,02) аw = (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 = ZE –Z1 = 120-24 = 96 Уточняем передаточное отношение Уточняем межосевое расстояние аw =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 =z2· m= 96·3 = 288мм. Проверка: мм. диаметры вершин зубьев da 1 = d1 + 2m = 72 + 2 × 3 = 78 мм; da 2 = d2 + 2m = 288 + 2 × 3 = 294 мм. диаметры впадин зубьев df 1 = 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 КН b = 1.05. По таблице 3.4 [1] при V = 3.6 м/с и 8-й степени точности, коэффициент КН a =1,09. По таблице 3.6 [1] для шевронных колес коэффициент КHv = 1,05. Тогда коэффициент нагрузки КН = КН b × КН a × КН v = 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 КF = KF b ×KFv По таблице 3.7 [1] при bd = 0.47,твёрдости НВ<350. Коэффициент КF b = 1,08 По таблице 3.8 [1] при V=3.6и 8-ой степени точности коэффициент КFv = 1.45 Тогда КF = 1,08· 1,45 =1,57 YF – коэффициент прчности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев zv : тогда YF 1 = 4.09 YF 2 = 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 Flimb 1 = 1,8 × НВ1 = 1,8 × 230 = 414Мпа; для колеса 0 Flimb 2 = 1,81 × НВ2 = 1,8 × 200 = 360 Мпа. Коэффициент безопасности [SF ] = [SF ]¢ [SF ]''. По таблице 3.9 [1]: [SF ]¢ = 1,75 и [SF ]'' = 1,0. Тогда [SF ] = 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 < [ F 2 ] = 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 [tк ] = 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 dдв = 32мм. Тогда dв1 = 0,75 ×dдв = 0,75 × 32 =24м (страница 296 [1]); диаметр вала под подшипниками принимаем dп1 = 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 [tк ] = 20 МПа, чем учитывается влияние изгиба вала от натяжения цепи: мм Принимаем dв2 = 32, диаметр вала под подшипники dп2 = 35м, под зубчатым колесом dк2 = 40. Диаметр остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора. Конструкция ведомого вала 4. Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше: Z1 =24; m = 3мм; dа1 = 78; df 1 = 64.5м; b1 = 34. Колесо кованое, его размеры d2 = 288; da 2 = 294; b2 = 30мм; m = 3мм; Z2 = 96 мм; df 2 = 280.5мм, диаметр ступицы колеса dст2 = 1,6 dк2 = 64мм длина ступицы колеса lст2 = (1,2¸1,5) dк2 = (1,2¸1,5) × 40 = (48-60)мм принимаем lст2 = b2 = 50 Толщина обода d0 = (2¸4) m = (2¸4) × 3= (6¸12)мм принимаем d0 = 10мм. Толщина диска С = 0,3 ×b2 = 0,3 × 30=9мм, принимаем с = 10мм Диаметр окружности центров в диске Дотв =0,5 (До + dст2 ) = 0.5(269+64) = 162мм Где До = df 2 – (2do + 5m) = 294-(2·10+3·5) = 259мм Диаметр отверстий в диске колеса 5.Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенок корпуса и крышки d = 0,025×aw + 1мм = 0,025 × 180 + 1 = 5,5 мм; d1 = 0,02×aw +1мм = 0,02 × 180 + 1 = 4,6 мм принимаем d = d1 = 8мм. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки b = b1 = 1,5×d = 1,5 × 8 = 12 мм. Толщина нижнего пояса корпуса р = 2,35 ×d = 2,35 × 8 = 18,8 мм, принимаем p = 20 мм. Диаметры болтов: Фундаментных: d1 = (0,03¸0,036)×аw + 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 Uц = 3,55. Число зубьев ведущей звездочки z3 = 31 – 2Uц = 31 – 2 × 3,55 = 23,9; принимаем z3 = 24. Число зубьев ведомой звездочки z4 = z3 ×Uц = 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]); Кэ = Кд ×Ка ×Кн ×Кр ×Ксм ×Кп = 1×1×1×1,25×1×1,25 = 1,56; где Кд = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке; Ка = 1 – коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния при ац £ (30÷60)t; Кн = 1 – коэффициент влияние угла наклона линии центров при = 45°; Кн =1,0 Кр – коэффициент, учитывает способ регулирования натяжения цепи Кр = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; Ксм – коэффициент учитывает способ смазки; при непрерывной смазке Ксм = 1,0; Кп – учитывает продолжительность работы передачи в сутки, при двухсменной работе Кп = 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; Аоп = 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]); zå = z3 + z4 = 24 + 85 = 109. тогда Lt = 2 · 50 + 0,5 · 109 + = 156,4. Округляем до четного числа Lt = 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 Ft ц = 1300Н (определены выше). От центробежных сил Fv = q· u2 = 2,6 · 2,422 = 16 H. От провисания цепи Ff = 9,81 · Kf · q· ац = 9,81 · 1,5 · 2,6 · 1,27= 49 Н, Расчетная нагрузка на вал Fв = Ft ц + 2Fγ = 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; Дез = 206мм диаметр ступицы звездочки Дст3 = 1,6 dв2 = 1,6 · 32 = 52мм; длина ступицы lст3 = (1,2¸1,6) · dв2 = (1,2¸1,6) · 32 = (38,4÷51,2) мм; принимаем lст3 = 50 мм. Толщина диска звездочки С = 0,93 Вн = 0,93 · 15,88 =14,8 мм где Вн = 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 аw = 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: dп1 = 30 мм; dп2 = 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: Ft = 500 H; Fr = 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 Mx 1 = 0; Mx 2 = 0; Mcx = Rx 1 · l1 = 440· 54 = 23760 H·мм = 23,76 Н·м; б) в вертикальной плоскости My1 = 0; My2 = 0; Mcy = Ry1 · 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 Рэ = x· v· R· Кб · Кт при t < 100°C, температурный коэффициент Кт = 1,0 (табл. 9.20 [1] ); V = 1,0 – коэффициент при вращении внутреннего кольца подшипника. Кб =1.2 –коэфициент безопасности для редукторов Тогда Рэ = 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: Ft = 880 H; Fr = 320 H; Fц = 1398 H. Крутящий момент на валу Т2 = 126 Н·м. n2 = 238об /мин Из первого этапа компоновки: l2 = 54 мм; l3 = 70 мм. Расчетная схема вала Составляющие действующие на вал от натяжения цепи. Fц x = Fц y = Fц · sinγ = 1398 · sin 45° = 1398 · 0,7071 = 988 Н. Определяем реакции опор: а) в горизонтальной плоскости åm3 = 0; Fц x · (2l2 + l3 ) – Ft · l2 – Rx 4 · 2l2 = 0; Н; åm4 = 0; – Rx3 · 2l2 + Ft · l2 + Fц x · l3 = 0 H. Проверка: åxi = 0; Rx3 + Fц x – Ft – Rx4 = 1126 + 988 – 880 – 1234= 0. Следовательно реакции определены верно. б) в вертикальной плоскости åm3 = 0; Fr ·l2 + Fц y · (2l2 + l3 ) – Ry4 · 2l2 = 0 H; åm4 = 0; – Ry3 · 2l 2 – Fr · l 2 + Fц y ·l 3 = 0; Н. Проверка: åyi = 0; Ry3 + Fr + Fц y – Ry4 = 480 + 320+988 – 1788 = 0. Следовательно реакции определены верно. Определяем изгибающие моменты и строим эпюры: а) в горизонтальной плоскости Мx 3 = 0; Mbx = 0; Max = - Rx 3 · l2 = - 1126· 54 = - 60800 H·мм = -60,8 Н·м; M4х = - Fц x · l3 = - 988 ·70 = - 69160 H·мм = - 69,16 Н·м; б) в вертикальной плоскости M3 y = 0,Mby = 0; May = Ry 3 · l2 = 480 · 54 = 25920 H·мм = 25,92 Н·м; M4 y = - Fц y · l3 = - 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, Кт = 1,0, Кб = 1,2. У = 0; Определяем эквивалентную нагрузку Рэ4 = x· v· R4 · Кт · Кб = 1,0 · 1,0 · 2,18 · 1,2 · 1,0 = 2,62 кН. Расчетная долговечность, часов часов. Подшипники ведущего вала № 205 имеют ресурс Lh = 69·104 ч, а подшипники ведомого вала № 206 имеют ресурс Lh = 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 [Gсм ] = 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 dв1 = 18 мм находим b×h = 8×7 мм; t1 = 4 мм; длина шпонки l = 40 мм, при длине ступицы полумуфты lст = 45 мм (Таблица 11.5 [1]). Тогда 9.2 Ведомый вал Крутящий момент на валу Т2 = 126,8 Н·м. Шпонка под зубчатым колесом dк2 = 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 lст3 = 50 мм. Тогда Шпонка на выходном конце вала, под ведущую звёздочку цепной передачи, dв2 = 32мм; По таблице8.9[1] b×h = 10×8; t1 = 5мм; l = 50мм; при длине ступицы звёздочки lст = 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 S³ [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 da 1 = 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 t-1 = 0,58· = 0,58 · 335 = 193 МПа. Сечение А-А . Это сечение выходного конца вала dв1 = 24 мм под муфту, для соединения вала двигателя с валом редуктора. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. По таблице 8.9 [1] при dв1 = 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] et = 0,83 и yt = 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 dк2 = 40 мм. Крутящий момент на валу Т2 = 126,8 Н·м. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при dк2 =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; Kt = 1,48; По табл. 8.8 [1] e = 0,85; et = 0,73; yt = 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 dв2 = 32мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при dв2 =25 мм находим b = 10 мм, t1 = 5 мм. Вал подвергается совместному действию изгиба и кручения Изгибающий момент в сечении под звездочкой Mи = Fц · x, приняв x =50 мм получим Ми = 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; Кt = 1,48. По табл. 8.8 [1] находим e = 0,87; et = 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 (Vм ) определяется из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности. Vм = 0,25· Ртр = 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 u50 = 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.