Двухступенчатый редуктор

Содержание.

Задание на проект

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет зубчатых колес

2.1 Выбор материала

2.2 Расчет быстроходной ступени

2.3 Расчет тихоходной ступени

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5. Конструктивные размеры корпуса и крышки

6. Проверка долговечности подшипников

7. Проверка прочности шпоночных соединений

8. Уточненный расчет валов

9. Выбор сорта масла

10. Посадки деталей редуктора

11. Список литературы

Спецификация к редуктору

Задание: Спроектировать привод ленточного транспортера.

Вариант № 38.

Исходные данные:

Срок службы: 7 лет

Мощность на выходном валу Р3= 8 кВт

Угловая скорость на выходном валу w3= 3.2? рад/с = 10 рад/с

ВВЕДЕНИЕ.Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, а также подобрать муфты, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной также посредством муфты с транспортером.1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Кинематический анализ схемы привода.

Привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого редуктора. При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

1.1 Коэффициент полезного действия привода.

По таблице 1.1 [1] коэффициент полезного действия пары цилиндрических колес ?з.к. = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ?п = 0,99; коэффициент, учитывающий потери в муфте ?м = 0,98; коэффициент, учитывающий потери в ремне с роликами ?р = 0,9

0,98*0,99*0,98 = 0,950,95*0,98*0,99 = 0,920,92*0,99 = 0,91 Общий КПД привода: = 0,982 * 0,995 * 0,982*0,9 = 0,8 1.2 Выбор электродвигателя.Требуемая мощность электродвигателя:Ртр=Р3/=8/0,8=10 кВт,Частота вращения барабана:При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полной загрузкой.Пусковая требуемая мощность:Рп=Ртр*1,3м=10*1,3=13 кВтЭквивалентная мощность по графику загрузки: кВт По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [1]) по требуемой мощностиРтр = 10 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронныйкороткозамкнутый серии 4АН закрытый, обдуваемый с синхронной частотойn = 1500 об/мин 4АН132М4 с параметрами Рдв = 11 кВт и скольжениемS=2,8 %, отношение Рп/Рн=2. Рпуск=2*11=22 кВт - мощность данного двигателя на пуске. Она больше чем нам требуется Рп= 13 кВт. Номинальная частота вращения двигателя: где: nдв - фактическая частота вращения двигателя, мин-1; n - частота вращения, мин-1; s - скольжение, %; Передаточное отношение редуктора:U=nдв/n3=1458/95,5=15,27Передаточное отношение первой ступени примем u1=5; соответственно второй ступени u2=u/u1=15,27/5=3,051.3 Крутящие моменты. Момент на входном валу: , где: Ртр - требуемая мощность двигателя, кВт; - угловая скорость вращения двигателя, об/мин; где: nдв - частота вращения двигателя, мин-1; Момент на промежуточном валу:Т2 = Т1 * u1 * ?2 где: u1 - передаточное отношение первой ступени; ?2 - КПД второго вала;Т2 = 65,5*103 * 5*0,92 =301,3*103 Нмм Угловая скорость промежуточного вала: Момент на выходном валу:Т3 = Т2 * u2 * ?3 где: u2 - передаточное отношение второй ступени; ?3 - КПД третьего вала;Т3 = 301,3*103 * 3,05 * 0,91 = 836,3*103 Нмм Угловая скорость выходного вала:Все данные сводим в таблицу 1:таблица 12. Расчет зубчатых колес.2.1 Выбор материала.

Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9 [1])

, МПа

где: ?Н lim b - предел контактной выносливости, МПа;

, МПа

для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестерни: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

КНL - коэффициент долговечности

,

где: NHO - базовое число циклов напряжений;

NНЕ - число циклов перемены напряжений;

Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают КHL = 1.

[SH] - коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [SH] = 1,11,2.

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])

= 0.45(481+428)=410 МПа.

2.2 Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

2.2.1 Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм

где: Ка - для косозубых колес Ка = 43;

u1 - передаточное отношение первой ступени;

Т2 - крутящий момент второго вала, Нмм;

КН? - коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение КН? по таблице 3.1 [1]. КН?=1,25

[?H] - предельно допускаемое напряжение;

?ba - коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ?ba = 0,25 0,40.

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аw = 160 мм (см. с.36 [1]).

2.2.2 Нормальный модуль:

mn = (0,010,02)*аw

где: аw - межосевое расстояние, мм;

mn = (0,010,02)*аw = (0,010,02)*160 = 1,63,2 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 3.

Предварительно примем угол наклона зубьев ?=10°.

2.2.3 Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] ):

,

где: аw - межосевое расстояние, мм;

? - угол наклона зуба, °;

u1 - передаточное отношение первой ступени;

mn - нормальный модуль, мм;

2.2.4 Число зубьев колеса:

z2 = z1 * u1 = 17*5=85

2.2.5 Уточняем значение угла наклона зубьев:

,

где: z1 - число зубьев шестерни;

z2 - число зубьев колеса;

mn - нормальный модуль, мм;

аw - межосевое расстояние, мм;

? = 17°

2.2.6 Диаметры делительные.

Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

2.2.7 Диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: da1 =d1+2mn =53,3 + 2*3 = 59,3 мм

Для колеса: da2 =d2+2mn = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм

2.2.8 Ширина зуба.

Для колеса: b2 = ?ba * aw = 0,4 * 160 = 64 мм

Для шестерни: b1 = b2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм

2.2.9 Коэффициент ширины шестерни по диаметру.,где: b1 - ширина зуба для шестерни, мм;d1 - делительный диаметр шестерни, мм;2.2.10 Окружная скорость колес. м/сСтепень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.2.2.11 Коэффициент нагрузки.По таблице 3.5 [1] при ?bd = 1,29, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент КН? = 1,17.По таблице 3.4 [1] при ? = 4,1 м/с и 8-й степени точности коэффициент КН?=1,07.По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэф-фициент КН? = 1. = 1,17 * 1,07 * 1 = 1,2522.2.12 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1]., МПагде: аw - межосевое расстояние, мм;Т2 - крутящий момент второго вала, Нмм;КН - коэффициент нагрузки;u1 - передаточное отношение первой ступени;b2 - ширина колеса, мм; Условие прочности выполнено.2.2.13 Силы, действующие в зацеплении. В зацеплении действуют три силы:Окружная, Нгде: Т1 - крутящий момент ведущего вала, Нмм;d1 -делительный диаметр шестерни, мм;Радиальная, Нгде: ? - угол зацепления, °;? - угол наклона зуба, °;ОсеваяFa = Ft * tg ?, НFa = Ft * tg ? = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н2.2.14 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба ( см. формулу 3.25 [1] )., МПагде: Ft - окружная сила, Н;Коэффициент нагрузки КF = KF? * KF? ( см. стр. 42 [1])По таблице 3.7 [1] при ?bd = 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент КF? = 1.36.По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 4,1 м/с коэффициент КF? = 1,1.Таким образом, КF = 1,36 * 1,1 = 1,496.Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев z? У шестерни У колеса Коэффициент YF1 = 3,85 и YF2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).Определяем коэффициенты Y? и КF? ., где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ?? = 1,5; степень точности n = 8. Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:, МПаПо таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПаДля колеса = 1,8 * 200 = 360 МПаКоэффициент безопасности По таблице 3.9 [1] [SF]' = 1.75 для стали 45 улучшенной; [SF]” = 1 для поковок и штамповок.Допускаемые напряжения:Для шестерни Для колеса Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:Для шестерни Для колеса Проверку на изгиб проводим для колеса:Условие прочности выполнено.2.3 Расчет тихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

2.3.1 Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм

где: Ка = 43;

u3 - передаточное отношение на выходе;

Т3 - крутящий момент на выходе;

КН?=1.25

?ba = 0,25 0,40.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аw = 200 мм (см. с.36 [1]).

2.3.2 Нормальный модуль.

mn = (0,010,02)*аw = (0,010,02)*200 = 24 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 3 мм

Предварительно примем угол наклона зубьев ?=10°.

2.3.3 Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] )

2.3.4 Число зубьев колеса

Z4 = z3 * u2 = 32*3,05=97,6

2.3.5 Уточняем значение угла наклона зубьев.

? = 12,83°=12o50/

2.3.6 Диаметры делительные.

Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

2.3.7 Диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: da3 =d3+2mn =98,5 + 2*3 = 104,5 мм

Для колеса: da4 =d4+2mn = 301,5 + 2*3 = 307.5 мм

2.3.8 Ширина зуба.

Для колеса: b4 = ?ba aw = 0,4 * 200 = 80 мм

Для шестерни: b3 = b4 + 5 = 80 + 5 = 85 мм

2.3.9 Коэффициент ширины шестерни по диаметру.2.3.10 Окружная скорость колес., м/с Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.2.3.11 Коэффициент нагрузки.По таблице 3.5 [1] при ?bd = 0,93, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент КН? = 1,1.По таблице 3.4 [1] при ? = 1,5 м/с и 8-й степени точности коэффициент КН?=1,06.По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости более 1,5 м/с коэффициент КН? = 1. = 1,1 * 1,06 * 1 = 1,152.3.12 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1]. Условие прочности выполнено2.3.13 Силы, действующие в зацеплении. В зацеплении действуют три силы:ОкружнаяРадиальнаяОсеваяFa = Ft * tg ?=6117,8*0.228=1394,9 Н2.3.14 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба Коэффициент нагрузки КF = KF? * KF? ( см. стр. 42 [1])По таблице 3.7 [1] при ?bd = 0,863, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент КF? = 1.2.По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 1,5м/с коэффициент КF? = 1,1.Таким образом, КF = 1,2 * 1,1 = 1,32.Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев z? У шестерни У колеса Коэффициент YF1 = 3,62 и YF2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).Определяем коэффициенты Y? и КF? .,где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ?? = 1,5; тепень точности n = 8.Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:,По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПаДля колеса = 1,8 * 200 = 360 МПаКоэффициент безопасности По таблице 3.9 [1] [SF]' = 1.75 для стали 45 улучшенной; [SF]” = 1 для поковок и штамповок.Допускаемые напряжения:Для шестерни Для колеса Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:Для шестерни Для колеса Проверку на изгиб проводим для колеса Условие прочности выполнено.3. Предварительный расчет валов редуктора.Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.3.1 Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2.

, мм [1]

где: Т-крутящий момент, Нмм;

- допускаемое напряжение, Н/мм2;

мм

Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. Муфты УВП могут соединять валы с соотношением dв1:dдв0,75, но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя dдв=32 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под dдв=32 мм и dв1=25 мм.

Примем под подшипник dп1=30 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

3.2 Промежуточный вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении Н/мм2.

мм

Примем диаметр под подшипник dП2=30 мм.

Диаметр под зубчатым колесом dзк=35 мм.

Шестерню выполним за одно с валом.

3.3 Выходной вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2.

мм

Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под dв3=46мм.

Диаметр под подшипник примем dП3=50 мм.

Диаметр под колесо dзк=55 мм.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Размеры колес определяются из следующих формул (табл.10.1[1]):

Диаметр впадин зубьев: df=d1-2.5mn, мм

Диаметр ступицы: , мм

длина ступицы: , мм

толщина обода: , мм., но не менее 8 мм.

толщина диска: , мм

диаметр отверстий: , мм Do=df-2 мм

фаска: n=0.5mn x 45o

Все расчеты сводим в таблицу 2:

Таблица 2

5. Конструктивные размеры корпуса и крышки

Расчет проведем по формулам (табл. 10.2, 10.3[1]):

Толщина стенки корпуса: мм.

Толщина стенки крышки редуктора: мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса корпуса: мм., примем р=23 мм.

Толщина ребер основания корпуса: мм., примем m=9 мм.

Толщина ребер крышки корпуса: мм., примем m=8 мм.

Диаметры болтов:

- фундаментальных: мм., принимаем болты с резьбой М20;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников: мм., принимаем болты с резьбой М16;

- крепящих крышку с корпусом: мм., принимаем болты с резьбой М12;

Гнездо под подшипник:

- Диаметр отверстия в гнезде принимаем равным наружному диаметру подшипника: Dп1=30 мм, Dп2=60 мм.

- Диаметр гнезда: Dk=D2+(2-5) мм., D2 - Диаметр фланца крышки подшипника, на 1 и 2 валах D2= 77мм, на 3 валу D2= 105мм. Тогда Dk1=D2+(2-5)= 80 мм, Dk2=D2+(2-5)= 110 мм.

Размеры радиальных шарикоподшипников однорядных средней серии приведены в таблице 3:

Таблица 3

Размеры штифта:

- Диаметр мм.

- Длина мм.

Из табл. 10.5[1] принимаем штифт конический ГОСТ 3129-70

мм, мм.

Зазор между торцом шестерни с одной стороны и ступицы с другой, и внутренней стенкой корпуса А1=1,2=1,2*10=12 мм.

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, а также расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А==10 мм.

Для предотвращения вытекания смазки подшипников внутрь корпуса и вымывания пластического смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца, их ширину определяет размер y=8-12 мм. Мы принимаем y=10 мм.

6.Проверка долговечности подшипников6.1 Ведущий валРеакции опор:в плоскости XZ: Проверка: -388,2-2457,8+2108,7+737,3=0в плоскости YZ: Проверка: -542,5+935,4-392,9=0Суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №2

Отношение

Этой величине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,21

Отношение X=0.56, Y=2.05

Эквивалентная нагрузка по формуле:

, H

где V=1-вращается внутреннее кольцо подшипника;

коэффициент безопасности по таблице 9.19[1] КБ=1;

температурный коэффициент по таблице 9.20[1] КТ=1,0.

H

Расчетная долговечность, млн. об по формуле :

Расчетная долговечность, ч по формуле :

ч

Фактическое время работы редуктора

Срок службы 7 лет, при двухсменной работе:

365дней*16ч.КгодКсут=365*16*0,7*0,3=1226,4 ч.

6.2 Промежуточный вал

Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

3176-6117,8+484+2457,8=0

в плоскости YZ:

Проверка:

1,6+2283,8-935,4-1350=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1

Отношение

Этой величине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,21

Отношение X=1, Y=0

Эквивалентная нагрузка по формуле:

H

Расчетная долговечность, млн. об по формуле :

Расчетная долговечность, ч по формуле :

ч

6.3 Ведомый вал

Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

-5325,8+6117,8+1043,3-1835,3=0

в плоскости YZ:

Проверка:

-254,6-2283,8+2538,4=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1

Отношение

Этой величине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,195

Отношение X=0.56, Y=2.2

Эквивалентная нагрузка по формуле:

H

Расчетная долговечность, млн. об по формуле :

Расчетная долговечность, ч по формуле :

ч

7.Проверка прочности шпоночных соединенийПрименяются шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле:Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100...120Мпа7.1 Ведущий валПри d=25 мм; ; t1=4 мм; длине шпонки l=30 мм; крутящий момент Т1=65,5Нм7.2 Промежуточный валПри d=35 мм; ; t1=5 мм; длине шпонки l=32 мм; крутящий момент Т2=301,3Нм7.3 Ведомый валПри d=55 мм; ; t1=6 мм; длине шпонки l=55 мм; крутящий момент Т3=314Нм При d=46 мм; ; t1=5 мм; длине шпонки l=65 мм8.Уточненный расчет валов8.1 Ведущий валУточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при .Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1] Пределы выносливости: Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгибаКоэффициент запаса прочности по касательным напряжениямПо таблице 8.5[1] принимаем ;По таблице 8.8[1] принимаем ;Момент сопротивления кручению по таблице 8.5[1]: при d=25 мм; b=8 мм; t1=4 ммМомент сопротивления изгибу:При d=25 мм; b=8 мм; t1=6 ммИзгибающий момент в сечении А-АMy=0;MА-А=МXАмплитуда и среднее значение отнулевого цикла:Амплитуда нормальных напряжений:,

Составляющая постоянных напряжений:

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=40.3 мм:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )

Условие прочности выполнено.

8.2 Промежуточный валМатериал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1] Пределы выносливости: Сечение А-А.Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягомпринимаем Момент сопротивления кручению при d=30 мм:Момент сопротивления изгибу:Изгибающий момент в сечении А-ААмплитуда и среднее значение отнулевого цикла:Амплитуда нормальных напряжений:, величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будемтогдаРезультирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )Условие прочности выполнено.Сечение В-В.Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного пазапринимаем Момент сопротивления кручению при d=35 мм; b=10 мм; t1=5 ммМомент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )

Условие прочности выполнено.

8.3 Ведомый валМатериал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1] Пределы выносливости: Сечение А-А.Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного пазапринимаем Момент сопротивления кручению при d=55 мм; b=16 мм; t1=6 ммМомент сопротивления изгибу:Изгибающий момент в сечении А-ААмплитуда и среднее значение отнулевого цикла:Амплитуда нормальных напряжений:, величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будемтогдаРезультирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )Условие прочности выполнено.Сечение В-В.Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного пазапринимаем Момент сопротивления кручению при d=42 мм; b=12 мм; t1=5 ммМомент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )

Условие прочности выполнено.

9.Выбор сорта маслаСмазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса на промежуточном валу в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0.25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V=0.25*11=2.75 дм3. По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 401,7 МПа и скорости v=2,8 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*10-6 м2/с. Для тихоходной ступени при контактных напряжениях 400,7 МПа и скорости v=1,05м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34*10-6 м2/с. Средняя вязкость маслаПо таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).Камеры подшипников заполняем пластическим смазочным материалом УТ-1(табл.9.14[1]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.10.Посадки деталей редуктораПосадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1].Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25347-82.Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13[1].11. Cписок литературыЧернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов .- М.: Машиностроение, 1980.-351 с.Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.: ил.Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2ч. Ч.1. - 7-е изд., - Л.: Политехника, 1991. 576с.: ил.В.И.Анурьев Справочник конструктора-машиностроителя: т.1,2,3.-М.:Машиностроение, 1982г.576 с.,ил.Еремеев В.К., Горнов Ю.Н. Курсовое проектирование деталей машин: Методическое пособие и задания к проектам для студентов заочной формы обучения всех технических специальностей. - И.: Изд-во ИрГТУ, 2004г. - 128 с.