Проектирование привода

Содержание

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма

1.2. Определение общего КПД привода

1.3 Определение общего передаточного числа

1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

1.7 Расчет коэффициентов нагрузки

1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени

1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи

1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

1.11 Выбор муфт

1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

1.13 Сборка редуктора

Список используемой литературы

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма

1.2. Определение общего КПД привода

Мощность необходимую для электродвигателя при постоянной нагрузке определяем по формуле:

Р_пр = (F_t * V) / (n_общ *10³),

где

F_t- 10000Н - окружное усилие,

V - 0.65м/с - скорость цепи,

n_общ - ообщий КПД привода.

Применим следующую формулу для определения общего КПД привода цепного транспортера:

n_общ=n_м1*n_б*n_т *n_м2=0,98*0,98*0,98*0,98=0,91, где

n_м1=0,98 - КПД муфты 1

n_б=0,98 - КПД быстроходной ступени

n_тих=0,98 - КПД тихоходной ступени

n_м2=0,98 - КПД муфты 2

4. Выбор электродвигателя

Значение используемых коэффициентов полезного действия найдем с помощью [1] табл.1.2

P^’_{эл. дв} = (10000*0.65) / (10³ *0.91) = 7.1 кВт.

Воспользуемся [1], где по таблице 1.1 выбираем электродвигатель, который имеет наиболее близкие параметры по частоте вращения ротора n_{эл. дв}=1000 об/мин и необходимой мощности

P^’_{эл. дв}=7,1кВт

Выбираем электродвигатель марки АИР160S8, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики: n_{эл. дв}=727 мин ^-1, Р_{эл. дв}=7.5 кВт.

Рассчитаем частоту вращения приводного вала ведущей звездочки цепной передачи, а так же значение диаметра звездочки по формулам:

n_вых = (6*10⁴ *V) / (p*z) = (6*10⁴ *0.65) /3.14* (125*9) =34 мин ^{- 1}, где

V - 0.65м/с - скорость цепи

p- шаг звездочки

z- число зубьев звездочки

Мощность привода цепного конвейера:

Р_пр = (F_t * V) /*10³=10000*0.65/1000=6,5 кВт, где

F_t - 10000 Н - окружное усилие на звездочке

V - 0.65м/с - скорость цепи

1.3 Определение общего передаточного числа

Выбираем U=21,12

U_т=4,4

U_б=21,12/4,4=4,8

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.

Таблица 1.

1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Таблица 2.

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения К_Е.

К_НЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К_FЕ - коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

Число циклов перемены напряжений.

N_G - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

N_HG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

(определяем по рис.4.3 [1])

N_FG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

Суммарное время работы передачи

t_∑=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

Сравним полученные значения N_НЕ с табличным значением N_НG:

Б) изгибная выносливость

Сравним полученные значения N_FЕ с табличным значением N_FG:

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[σ_Н] _max и [σ_F] _{max -} предельные допускаемые напряжения

σ_т - предел текучести материала

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[σ_Н] = [σ₀] _Н* (N_HG/ N_HE) ^1/6< [σ_Н] _{max, г}де

[σ₀] _Н - длительный предел контактной выносливости

[σ_Н] _- допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[σ_Н] _max - предельное допускаемое контактное напряжение

[σ₀] _Н2= (2*НВ_ср+70) /S_H [σ₀] _Н1= (17*НRC_пов) /S_H

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпа и НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:

σ_Н= ([σ] _Н2+ [σ] _Н1) *0.45=659Мпа, σ_Н=1.23 [σ] _Н2=716Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений

[σ] _Нрасч=659МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ] _F= [σ₀] _F* (4*10⁶/ N_FЕ) ^1/9< [σ] _Fmax, где [σ₀] _F=σ_0F/S_F

σ_0F - длительный предел контактной выносливости, S_F - коэффициент безопасности, [σ] _F - допускаемое контактное напряжение, [σ] _Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение.

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

8. Расчет коэффициентов нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

При расчете на контактную выносливость

К_Н=К_Нβ*К_Нσ

При расчете на изгибную выносливость

К_F=К_Fβ*К_Fυ,

Где К_Нβ и К_Fβ - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, К_Нυ и К_Fυ - коэффициент динамической нагрузки.

Для прирабатывающейся цилиндрической косозубой (шевронной) передачи значение К_β определяется из выражения:

К_β= К_β^о (1-х) +х, где К_Нβ^о = 1 и К_Fβ^o=1

Ψ_a=0,25- коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U^’ = 4,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

К_Нβ=К_Нβ^о=1,К_Fβ=К_Fβ^o=1.

Значение коэффициента динамичности нагрузки К_υ выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n₁/с_у* (T₂/U² _* Ψ_a) ^1/3=727/1600* (477,5/0,4*0.25) ^1/3=1,9м/с, где

n₁=727 мин ^-1 - частота вращения быстроходного вала редуктора

с_у=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T₂ - критический момент

U - заданное передаточное число

Ψ_a - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

К_Нυ=1,02 и К_Fυ=1.06

К_Н=1*1.02=1.02

К_F=1*1,06=1,06

1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_Σ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т₂ - номинальный крутящий момент на валу колеса

U^’ - заданное передаточное число

К_Н - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Нα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[σ] _Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψ_a = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение α^’ округляем до значения a=140 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса:

b₂= Ψ_a*а=0,25*140=35 мм

Ширина шестерни:

b₁=b₂+3=38 мм

Модуль передачи.

, принимаем

Полученное значение модуля m^’_n=1.4 округляем до ближайшего большего значения m=1.5 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

β_min=arcsin (4m_n/b₂) =arcsin (4*1.5/35) =9,55^o

Z^’_Σ=Z₂+Z₁=2*a*cos β_min/m_n= (2*140*cos9,55) /1,5=184,32

Z_Σ=184, Cosβ= Z_Σ*m_n/2a=184*1.5/2*140=0.9857

β=9,6>9,55=β_min

Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z_2.

Z^’₁=Z _Σ/U^’+1=184/4,8+1=30,345округляем до целого числа Z₁=30

Z₂= Z _Σ - Z ₁=184-30=154

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z ₂/ Z ₁=154/30=5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₂ - номинальный крутящий момент на валу колеса, K_F=1,06 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость, K_Fα=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2), Y_F2=3,61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

Значение Y_F выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v.

Z_v2=Z₂/cos³_β=154/cos³9,6=160

Y _β - коэффициент учитывающий наклон зуба, Y _β = 1- (β/140) =1-0,072=0,931, b₂ - рабочая ширина колеса, m_n – модуль, а - межосевое расстояние, U - заданное передаточное число, [σ] _F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σ_F2= (477,5*10³*1,06*3,61*0,931*0,91*5,8) / (35*1.5*140*4,8) =222< [σ] _F2=293Мпа

Б) зуб шестерни:

σ_F1= σ_F2*Y_F1/ Y_F2< [σ] _F1, где

σ_F2 =222 МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Y_F1=3,4- коэффициент, учитывающий форму зуба

[σ] _F1=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σ_F1=222*3,4/3,61=209МПа < [σ] _F1=314Мпа

Определение диаметров делительных окружностей d.

d₁=m_n/cos_β*Z₁=1,5/0,986*30=45,6 мм

d₂=m_n/cos _β*Z₂=1,5/0,986*154=234,4мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₂+ d₁=2а

45,6+234,4=2*140=250 - верно

Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев d_f и d_a:

dа₁= d₁+2 m_n=45,6+1,5*2=48,6мм

d_а2= d₂+2 m_n=237,4мм

df₁= d₁-2,5m_n=45,6+2,5*1,5=41,85мм

d_f4= d₂-2,5 m_n=234,4-2,5*1,5=230,65мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработки заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

D=da₁+6=54,6 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса:

S=8m=8*1,5=12 мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

F_t=2T₂*10³/d₂=2*477,5*1000/234,4=4074H

Радиальная сила:

F_R= F_t*tgα_n/cos_β=4074*tg20^o/cos9,6^o=1482,5Н

Осевая сила: Fa= F_ttg_β=4074* tg9,6=684Н

1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

Таблица 4.

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения К_Е.

К_НЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К_FЕ - коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

Число циклов перемены напряжений.

N_G - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости. N_HG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость. (определяем по рис.4.3 [1]). N_FG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

Суммарное время работы передачи t_∑=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

Сравним полученные значения N_НЕ с табличным значением N_НG:

Б) изгибная выносливость

Сравним полученные значения N_FЕ с табличным значением N_FG:

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[σ_Н] _max и [σ_F] _{max -} предельные допускаемые напряжения

σ_т - предел текучести материала

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[σ_Н] = [σ₀] _Н* (N_HG/ N_HE) ^1/6< [σ_Н] _{max, г}де

[σ₀] _Н - длительный предел контактной выносливости

[σ_Н] _- допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[σ_Н] _max - предельное допускаемое контактное напряжение

[σ₀] _Н2= (2*НВ_ср+70) /S_H [σ₀] _Н1= (17*НRC_пов) /S_H

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпа и НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:

σ_Н= ([σ] _Н2+ [σ] _Н1) *0.45=729Мпа

σ_Н=1.23 [σ] _Н2=787Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений [σ] _Нрасч=729МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ] _F= [σ₀] _F* (4*10⁶/ N_FЕ) ^1/9< [σ] _Fmax, где

[σ₀] _F=σ_0F/S_F

σ_0F - длительный предел контактной выносливости

S_F - коэффициент безопасности

[σ] _F - допускаемое контактное напряжение

[σ] _Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

1.7 Расчет коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

А) При расчете на контактную выносливость К_Н=К_Нβ*К_Нσ

Б) При расчете на изгибную выносливость К_F=К_Fβ*К_Fυ, где

К_Нβ и К_Fβ - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца. К_Нυ и К_Fυ - коэффициент динамической нагрузки

Относительная ширина шестерни:

b/d=0.5Ψ_a (U +1), где

Ψ_a=0,25 - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U^’ = 2,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления

К_β= К_β^о (1-х) +х, где К_Нβ^о =1 и К_Fβ^o=1

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

b/d=0,5*0,4* (3,5+1) =0,9

К_Нβ= К_Нβ^о =1, К_Fβ= К_Fβ^o=1

Значение коэффициента динамичности нагрузки К_υ выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n₂/с_у* (T₃/U² _* Ψ_a) ^1/3=151/1600* (1980/19,36*0.25) ^1/3=0,7м/с, где

n₃=151мин ^-1 - частота вращения промежуточного вала редуктора

с_у=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T₄ - критический момент

U - заданное передаточное число

Ψ_a - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

К_Нυ=1,01 и К_Fυ=1.03

К_Н=1*1.01=1.01

К_F=1*1,03=1,03

1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_Σ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т₄ - номинальный крутящий момент на валу колеса

U^’ - заданное передаточное число

К_Н - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Нα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[σ] _Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψ_a = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

мм

Полученное значение α^’ округляем до значения a=210 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69. Рабочая ширина венца. Рабочая ширина колеса:

b₂= Ψ_a*а=0,25*210=53 мм

Ширина шестерни:

b₁=b₂+3=56 мм

Модуль передачи.

, принимаем

мм

Полученное значение модуля m^’_n=2,5 округляем до ближайшего большего значения m=2,25по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

β_min=arcsin (4m_n/b₂) =arcsin (4*2,5/53) =7,18^o

Z^’_Σ=Z₆+Z₅=2*a*cos β_min/m_n=2*210*0,993/2,5=167

Cosβ= Z_Σ*m_n/2a=167*2,5/2*210=0.9848

β=10>7,18=β_min

Число зубьев шестерни Z₃ и колеса Z_4.

Z^’₃=Z _Σ/U^’+1=167/4,4+1= 29,1 округляем до целого числа Z₅=29

Z₄= Z _Σ - Z ₅=167-29=138

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z ₄/ Z ₃=138/29=4,5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₄ - номинальный крутящий момент на валу колеса

K_F=1.03 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K_Fα=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2)

Y_F4=3.61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

Y_F3=3,7 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

Значение Y_F выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v

Z_v4=Z₄/cos³_β=138/cos³ 10=132

Y _β - коэффициент учитывающий наклон зуба

Y _β = 1- (β/140) =1-0,07 =0,93

b₂ - рабочая ширина колеса

m_n - модуль

а - межосевое расстояние

U - заданное передаточное число

[σ] _F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σ_F6= (151*10³*1,03*0,91*0,93*3,61* (4,5+1)) / (53*2,5*210*4,5) =78 < [σ] _F6

Б) зуб шестерни:

σ_F3= σ_F*Y_F3/ Y_F4< [σ] _F5, где

σ_F4 =78МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Y_F3=3,7 и Y_F4=3,61- коэффициенты, учитывающие форму зуба

[σ] _F3=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σ_F3=78*3,7/3,61=80МПа < [σ] _F5

Определение диаметров делительных окружностей d.

d3=m_n/cos_β*Z₃=2,5/0.9848*29=71,6мм

d₄=m_n/cos _β*Z₄=2,5/0.9848*138=348,4мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₄+ d₃=2а

71,6+348,4=2*210=420 верно

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев d_f и d_a:

dа₃= d₅+2 m_n=71,6+2*2,5=77,6мм

dа₄= d₆+2 m_n=348,4+2*2,5=353,4мм

d_f3= d₅-2,5 m_n=71,6-2,5*2,5=65,35мм

d_f4= d₆-2,5 m_n=348,4-2*2,5=342,15 мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

d=da₃+6=77,6+6=83,6 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса: S=8m=8*2,5=20мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

F_t=2T₄*10³/d₄=2*1980*1000/348,4=11366 H

Радиальная сила:

F_R= F_t*tgα_n/cos_β=11366*tg20^o/cos10^o=4136Н

Осевая сила:

Fa= F_ttg_β=11366* tg10=1996Н

1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи

Определим основные размеры звездочки для тяговой цепи:

Делительный диаметр:

Dд=P/ (sin180/Z);

P-шаг цепи; Z-число зубьев звёздочки.

Dд=125/ (sin180/9) =365.5мм;

Диаметр окружности выступов:

De=P (0,56+2,74-0,31/8,3) =409мм;

Диаметр окружности впадин:

Di=Dд - Dц;

Di=365,5-15=350,5мм.

Ширина зуба: b=0,75bвн=13,7мм;

1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Проведём расчёт тихоходного вала.

,,,, ,.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. ,

,

.

Отсюда находим, что .

2. ,

,

. Получаем, что .

Выполним проверку:

, , ,.

Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ,

,

, получаем, что .

4. ,

,

, отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:

, , ,

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке , причём моменты здесь будут иметь значения:

, .

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что

,

где - расчётный коэффициент запаса прочности, и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 35ХМ) по табл.10.2 лит.3: - временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений. Определим отношение следующих величин (табл.10.9 лит.3):

, ,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл.10.4 лит.3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости и по табл.10.5 лит.3 коэффициент влияния поверхностного упрочнения . Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала:

,

.

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

, .

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

,

где - расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

, .

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения

.

Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса

.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

- условие выполняется.

1.11 Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит упругая втулочно-пальцевая муфта, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала.

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента использовать предохранительную муфту с разрушающим элементом, которая, также обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем наиболее распространенное жидкое индустриальное масло И-Г-А-32.

Глубина погружения зубчатых колес в масло должно быть не менее 10 мм от вершин зубьев.

1.13 Сборка редуктора

Применим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости осей зубчатых колес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочное отверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхности стыка.

Список используемой литературы

1. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: "Машиностроение", 1991.

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. М.: "Высшая школа", 1985.

3. В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.1. М.: "Машиностроение", 1980.

4. В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.2. М.: "Машиностроение", 1980.

5. В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.3. М.: "Машиностроение", 1980.