Диаметр вала в этом сечении 55 мм.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (табл. 8.7); коэффициенты концентрации напряжений:

принимаем коэффициенты асимметрии цикла ψ_σ = 0,15 и ψ_τ = 0,l

Изгибающий момент

М = 184250 Нмм.

 Осевой момент сопротивления

мм³

Амплитуда нормальных напряжений

МПа

среднее напряжение цикла σ_m ≈ 0.

Полярный момент сопротивления Wp= 2W =32666 мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных на­пряжений

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напря­жениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напря­жениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сече­ния К-К

 

Сечение Л-Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от Ø 50мм к Ø 55 мм: при  коэффициенты концентрации напряжений

k_σ = 1.96  и k_τ =1,3  (табл. 8.2). Масштабные факторы (табл. 8.8) факторы

ε_σ =0,82, ε_τ =0,70.

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

Осевой момент сопротивления сечения

мм³

Амплитуда нормальных напряжений

МПа

σ_m = 0

Полярный момент сопротивления W_p= 2W = 23017 мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напря­жений

МПа

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сече­ния Л-Л

 

Во всех сечениях s > [s] = 2,5. Прочность валов обеспечена..

  Вывод. Валы соответствуют тех. заданию по прочности.

 

 

7. Проверочный расчет шпоночных соединений

Расчёты в данном разделе выполняются по методике, изложенной в [1] на основании следующих исходных данных

Крутящий момент на валах

Т₁ =103,3·10³ Нмм,

Т₂ = 483,8·10³ Нмм.

Приняты шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 (табл. 8.9).

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см] = 120 МПа, допускаемые напряжения среза [τ_ср] = 0.6[σ_см] = 72 Мпа

7.1 Ведущий вал

Диаметр вала d = 38мм, размеры шпонки b x h = 10 х 8 мм; глубина паза t₁=5мм; длина шпонки ℓ = 40мм. Момент на ведущем валу T₁ = 103.3×10³ Н.мм;

 

Проверяем шпонку на срез:    

[τ_ср]

 

7.2  Ведомый вал.

Проверяем шпонку на выходном конце: d = 50мм; b х h =14 х 9 мм; t₁ = 5,5 мм; длина шпонки ℓ = 70 мм

Момент Т₂ =483,8×10³ Н мм;

Проверяем шпонку на срез:    

 Мпа < [τ_ср]

Условие σ_см < [σ_см]  вы­полнено.

 

Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

d = 60мм; b х h =18 х 11 мм; t₁ = 7 мм; длина шпонки ℓ = 63 мм

 

Проверяем шпонку на срез:    

 Мпа < [τ_ср]

Прочность шпоночных соединений обеспечена 

Вывод. Во всех случаях условие σ_см <[σ]_см выполняется, следовательно надёжная работа в течении заданного срока работы шпоночных соединений обеспечена.

 

 8. Выбор способа смазки и смазочного материала                         

 

Расчеты в данном разделе выполняются по методике, изложенной в [1] на основании следующих исходных данных

Передаваемая мощность N=7,9 кВт.

Принимаем картерную систему смазки. Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,4дм^З масла на 1 кВт передаваемой мощности на каждую ступень V = 0,4×7,9 = 3,2 дм^З.

По табл. 10.8 /1/ устанавливаем вязкость масла. При контакт­ных напряжениях s_н ‹ 600 Мпа и скорости V = 2,37м/с реко­мендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28×10^-6 м²/с

По табл. 10.10 /1/ принимаем масло индустриальное И - 25А (по ГОСТ 20799-75*).

 

9.Выбор муфты

Расчеты в данном разделе выполняются по методике, изложенной в [1] на основании следующих исходных данных

Крутящий момент на валах

Т₁ =103,3·10³ Нмм,

Т₂ = 483,8·10³ Нмм.

 

9.1 По посадочному диаметру ведущего вала d = 38 мм и передаваемому моменту Т₁ =103,3Нм. принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую

МУВП 250-38.I-2-45.I-2ГОСТ 21424-88 с допускаемым моментом  

Т = 250 Н·м (табл. 11.5)

9.2 По посадочному диаметру ведомого вала d = 50 мм и передаваемому моменту Т₂ =483,8 Нм. принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую

МУВП 700-50.I ГОСТ 21424-88 с допускаемым моментом

 Т = 7000 Н·м (табл. 11.5)

Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрес­совывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем наде­вают распорную втулку, и уста­навливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редук­тора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закла­дывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закреп­ляют крышки винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с про­кладкой и жезловый маслоуказатель.

Зубчатое зацепление регулируют по пятну контакта путем изменения толщины прокладок под крышками подшипников.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими усло­виями.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Выполненный курсовой проект содержит решение задач, отражающих освоение всех тем дисциплины «Детали машин».

В разделе 1 выполнен кинематический расчет, выбран электродвигатель.

В разделе 2 произведен расчет цилиндрической закрытой передачи, сделан выбор материалов (по рекомендациям [1]) шестерни и зубчатого колеса, и видов их термической 

В разделе 3 сделан проектировочный расчет валов и выбор подшипников

В разделе 4 выполнен проверочный расчет подшипников качения. Долговечность подшипников превышает требуемую

В разделе 5 произведен проверочный расчет валов редуктора на основе прочностных характеристик материалов данных деталей, получаемых токарной обработкой.

      В разделе 6 произведен расчет шпоночных соединений редуктора. 

      В разделе 7 сделан выбор вида смазочного масла и его количества

      В разделе 8 сделан выбор упругой муфты.

      В разделе 9 описан процесс сборки редуктора

Разработанный редуктор отвечает требованиям тех. задания.

 

 

ЛИТЕРАТУРА

 

1. Курсовое проектирование деталей машин / С. А. Чернавский и др.

2-е изд. - М.: Машиностроение, 1988 г.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: -М.: Высш. шк. 1984.- 336 с.

3. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

4. Смолин А.И. Методические указания к выполнению курсового проекта и проведению практических занятий по деталям машин «Кинематический расчет привода». - Курган: изд-во Курганского гос. ун-та, 2007. - 25 с.

5. Ратманов Э.В., Тютрина Л.Н. Методические указания к выполнению курсового проекту по деталям машин «Расчет и конструирование валов передаточных механизмов». – Курган: изд-во гос. ун-та, 2004. - 39 с.

6. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкции редукторов. - Киев: Вища школа, 1979. – 128 с.