Курсовая работа: Проектирование привода цепного конвейера

7. Проектный расчет валов, подбор подшипников

Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69 и рекомендациями [1].

В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].

Проектный расчет быстроходного вала.

Диаметр вала:

dб ≥ (7…8) = (7…8) = 26,7…30,5

Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого dД = 38 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно dM ≈ 0,75dД . Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d = 30 мм.

Диаметр под подшипники:

dбп ≥ dб + 2t = 30 + 2 · 2,5 = 35 мм, где t = 2,5 из [1].

Принимаем: dбп = 35 мм (ГОСТ 27365-87).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7207 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 48,4 кН.

Статическая грузоподъемность Со = 32,5 кН.

dбп ≥ dбп + 3r = 35 + 3 · 2,5 = 42,5 мм; принимаем: dбп = 42 мм.

Проектный расчет промежуточного вала.

Диаметр вала:

dпр ≥ (6…7) = (6…7) = 30,4…35,5

Принимаем: dпр = 36 мм

Диаметр под подшипники:

dбпр = dпр – 3r = 36 - 3 · 2,5 = 28,5 мм, где r = 2,5 из [1].

Принимаем: dбпр = 30 мм (ГОСТ 27365-87).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 7206 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 30 мм, D = 62 мм, b = 16 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 38 кН.

Статическая грузоподъемность Со = 25,5 кН.

По [1] определяем остальные конструктивные размеры:

dбк ≥ dпр + 3f = 36 + 3 · 1,2 = 39,6 мм; принимаем: dбк = 40 мм.

dбп ≥ dбпр + 3r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; принимаем: dбп = 36 мм.

Проектный расчет тихоходного вала.

Диаметр вала:

dт ≥ (5…6) = (5…6) = 35,9…43,1

Принимаем: dт = 42 мм

Диаметр под подшипники:

dбт ≥ dт + 2t = 42 + 2 · 2,8 = 47,6 мм, где t = 2,8 из [1].

Диаметр под подшипники принимаем dбт = 50 мм (ГОСТ 8338-75).

Учитывая отсутствие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный 310 ГОСТ 8338-75 [2].

Его размеры: d = 50 мм, D = 110 мм, b = 27 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 61,8 кН.

Статическая грузоподъемность Со = 36 кН.

dбп ≥ dбт + 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: dбп = 60 мм.

По имеющимся данным, основываясь на рекомендациях [1] проводим эскизную компоновку редуктора (см. приложение).

8.  Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

Ft2 = 3108 H, Fr2 = 1131 H, a = 180 мм, b = 76 мм, с = 104 мм.

Усилие от муфты: FM = 250 = 250 = 4828 H

Реакции от усилий в зацеплении:

RAx(a + b) – Ft2b = 0;   RAx = Ft2b / (a + b) = 3108 · 0,076 / 0,256 = 923 H

RBx = Ft2 - RAx = 3108 – 923 = 2185 H

Mx = RBxb = 2185 · 0,076 = 166 H · м

RAy = Fr2b / (a + b) = 1131 · 0,076 / 0,256 = 336 H

RBy = Fr2 - RAy = 1131 – 336 = 795 H

My = RByb = 795 · 0,076 = 60 H · м

Реакции от усилия муфты:

FM(a + b + c) – RAFм(a + b) = 0;

RAFм = FM(a + b + c) / (a + b)  = 4828 · 0,36 / 0,256 = 6789 H

RBFм = RAFм - FM = 6789 – 4828 = 1961 H

RA =  =  = 982 H

RB =  =  = 2325 H

Для расчета подшипников:

RA' = RA + RAFм = 982 + 6789 = 7771 H

RB' = RB + RBFм = 2325 + 1961 = 4286 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σа = σu =  МAFм / 0,1dт3 = 706 · 103 / 0,1 · 503 = 56,5 МПа

τа = τк /2 =  Т3 / 2 · 0,2dт3 = 373 · 103 / 0,4 · 503 = 7,5 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 [2];        Кτ / Кdτ = 2,2 [2];

KFσ = KFτ = 1 [2];          KV = 1 [2].    

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 /  КFσ – 1) · 1 /  KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 /  КFτ – 1) · 1 /  KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 56,5 = 1,7;          Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 7,5 = 12,1

S = Sσ Sτ /  = 1,7              · 12,1 /  = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,

в которой радиальная нагрузка Pr1 = 7771 H; осевая нагрузка Pa1 = 0 H;

V =  1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб = 1,3; КТ = 1 [3].

Рэ = 1,3·7771 = 10102 H < C = 61800 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/Pэ)3 = (61800/10102)3 = 228 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = L·106/60n = 228·106/60·99,9 = 38038 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

9.  Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

Ft1 = 3108 H, Fr1 = 1131 H, d = 70 мм, e = 114 мм, f = 60,5 мм.

Ft2 = 1358 H, Fr2 = 188 H, Fa2 = 455 H.

Реакции опор:

в плоскости xz:

RDX = (Ft1d + Fr2(d+e) + Fa2d2/2)/(d+e+f) =(3108·70 + 188·184 + 455·112)/244,5 = 

= 1240 Н;

RCX = (Fr2f + Ft1(f+e) - Fa2d2/2)/(d+e+f) =(188·60,5 + 3108·174,5 - 455·112)/244,5 =

= 2056 Н;

Проверка: RDX + RCX - Ft1 – Fr2 = 1240 + 2056 - 3108 – 188 = 0.

в плоскости yz:

RDY = (Fr1d + Ft2(d+e))/(d+e+f) =(1131·70 + 1358·184)/244,5 = 1346 Н;

RCY = (Ft2f + Fr1(f+e))/(d+e+f) =(1358·60,5 + 1131·174,5)/244,5 = 1143 Н;

Проверка: RDY + RCY – Fr1 - Ft2 = 1346 + 1143 – 1131 - 1358 = 0.

Суммарные реакции:

RD =  =  = 1830 H; 

RC =  =  = 2352 H; 

Опасное сечение – место под колесо цилиндрической передачи.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = RDX(e+f) – Fr2e - Fa2d2/2 = 1240 · 0,1745 – 188 · 0,114 – 455 · 0,112= 144 Н·м;

Мх = RDY(e+f) – Ft2e = 1346 · 0,1745 – 1358 · 0,114 = 80 Н·м;

Мсеч =  = = 165 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа = σu =  Мсеч / 0,1dпр3 = 165 · 103 / 0,1 · 403 = 25,8 МПа

τа = τк /2 =  Т2 / 2 · 0,2dпр3 = 130,4 · 103 / 0,4 · 403 = 5,1 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 [2];        Кτ / Кdτ = 2,2 [2];

KFσ = KFτ = 1 [2];          KV = 1 [2].    

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 /  КFσ – 1) · 1 /  KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 /  КFτ – 1) · 1 /  KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 25,8 = 3,7;          Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 5,1 = 17,8

S = Sσ Sτ /  = 3,7 ·            17,8 /  = 3,65 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,

в которой радиальная нагрузка Pr1 = 2352 H; осевая нагрузка Pa1 = Fa2 =455 H;

V =  1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб = 1,3; КТ = 1 [3].

Отношение Fa2 / Со = 455 / 25500 = 0,017; этой величине соответствует е = 0,36.

Отношение Рa1 / Pr1 = 455 / 2352 = 0,19 < е; Х = 1; Y = 0.

Рэ = (1·2352 + 0· 455) · 1,3 = 3058 H < С = 38000 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/Pэ)3 = (38000/3058)3 = 1918 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = L·106/60n = 1918·106/60·295,1 = 11·104 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

10.  Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

Ft1 = 1358 H, Fr1 = 455 H, Fa1 = 188 H, d1 = 92 мм.

g = 88 мм, h = 33 мм, l = 22 мм.

Усилие от муфты: FM = 250 = 250 = 1866 H

Реакции опор:

в плоскости xz: 

RЕX = (- Fr1l + Fa1d1/2)/h = (-455·22 + 188·46)/33 = -41 Н;

RFX = Fr1 (l+h) - Fa1d1/2)/h =(455·55 - 188·46)/33 = 496 Н;

Проверка: REX + RFX -  Fr1 = -41 + 496 - 455 = 0.

в плоскости yz:

REY = -Ft1l/h = -1358·22/33 = -905 Н;

RFY = Ft1 (l+h)/h = 1358·55/33 = 2263 Н;

Проверка: REY + RFY – Ft1 = -905 + 2263 - 1358 = 0.

Суммарные реакции:

RE =  =  = 906 H; 

RF =  =  = 2317 H; 

Mx = Fa1d1/2 = 188 · 0,046 = 8,6 H · м

My = Ft1l = 1358 · 0,022 = 30 H · м

Реакции от усилия муфты:

FM g – RFFм h = 0;

RFFм = FM g / h  = 1866 · 0,88 / 0,33 = 4976 H

REFм = RFFм + FM = 4976 + 1866 = 6842 H

МЕFм = RFFм h = 4976 · 0,033 = 164 H · м

Для расчета подшипников:

RE' = RE + REFм = 906 + 6842 = 7748 H

RF' = RF + RFFм = 2317 + 4976= 7293 H

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа = σu =  Мсеч / 0,1dб3 = 164 · 103 / 0,1 · 353 = 38,3 МПа

τа = τк /2 =  Т1 / 2 · 0,2dб3 = 55,7 · 103 / 0,4 · 353 = 3,2 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 [2];        Кτ / Кdτ = 2,2 [2];

KFσ = KFτ = 1 [2];          KV = 1 [2]

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 /  КFσ – 1) · 1 /  KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 /  КFτ – 1) · 1 /  KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 38,3 = 2,5;          Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 3,2 = 28,4

S = Sσ Sτ /  = 2,5             · 28,4 /  = 2,65 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,

в которой радиальная нагрузка Pr1 = 7748 H; осевая нагрузка Pa1 = Fa1 = 188 H;

V =  1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб = 1,3; КТ = 1 [3].

Отношение Fa1 / Со = 188 / 32500 = 0,006; этой величине соответствует е = 0,37.

Отношение Рa1 / Pr1 = 188 / 7748 = 0,02 < е; Х = 1; Y = 0.

Рэ = (1·7748 + 0· 188) · 1,3 = 10072 H < С = 48400 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/Pэ)3 = (48400/10072)3 = 111 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = L·106/60n = 111·106/60·720 = 2,6·104 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

11. Расчет тяговой звездочки

Исходные данные:

Окружное усилие на звездочке Р, кг:   260.

Скорость цепи конвейера V, м/с:          1,5.

Число зубьев звездочки z:                       9.

Шаг цепи t, мм:                                       100.

В соответствии с заданием берем цепь по ГОСТ 588-64. Этот ГОСТ на тяговые пластинчатые цепи. По ГОСТ 588-64 обозначение цепи:

М40-1-100-2 ГОСТ 588-64 – тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 40 кН, типа 1, с шагом 100 мм, исполнения 2.

DЦ = 12,5 мм – диаметр элемента зацепления.

Геометрическая характеристика зацепления:

λ = t / DЦ = 100 / 12,5 = 8

Шаг зубьев звездочки:

tZ = t = 100 мм.

Диаметр делительной окружности:

в шагах: dt = cosec (180º / z) = cosec (180 / 9) = 2,9238;

в мм: dд = dt · t = 2,9238 · 100 = 292,4 мм.

Диаметр наружной окружности:

De = t(K + KZ – 0,31 / λ) = 100(0,7 + 2,75 – 0,31 / 8) = 341 мм

К = 0,7 – коэффициент высоты зуба,

KZ = ctg (180º / z) = ctg (180º / 9) = 2,75 – коэффициент числа зубьев.

Диаметр окружности впадин:

Di = dд – (DЦ + 0,175) = 292,4 – (12,5 + 0,175) = 276,91 мм.

Радиус впадины зубьев:

R = 0,5(DЦ – 0,05t) = 0,5 · (12,5 – 0,05 · 100) = 3,75 мм.

Половина угла заострения зуба:

γ = 13 - 20º; γ = 16 º

Угол впадины зуба:

β = 2 γ + 360º / z = 2 · 16 + 360º / 9 = 72 º

Ширина зуба звездочки:

bfmax = 0,9b3 – 1 = 0,9 · 19 – 1 = 16,1 мм;

bfmin = 0,87b3 – 1,7 = 0,87 · 19 – 1,7 = 14,83 мм;

bf = 15,465 мм.

Ширина вершины зуба:

b = 0,83 bf = 0,83 · 15,465 = 12,84 мм.

Диаметр венца:

DC = tKZ – 1,3h = 100 · 2,75 – 1,3 · 25 = 242,5 мм.

Окружная сила на звездочке: Ft = 2,6 кН. Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной:

Fr = 1,15Ft = 1,15 · 2,6 = 3 кН.

12.  Расчет приводного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

dпр = =  = 41,8 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø42 мм, под подшипники – Ø50 мм, под тяговую звездочку – Ø60 мм.

Усилие от муфты:

FM = 250 = 250 = 4828 H

 Ft = 2600 H, Fr = 3000 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

RLx(s + t) – Fts = 0;   RLx = Fts / (s + t) = 2600 · 0,2 / 0,4 = 1300 H

RKx = Ft – RLx = 2600 – 1300 = 1300 H

My = RKxs = 1300 · 0,2 = 260 H · м

RLy = Frs / (s + t) = 3000 · 0,2 / 0,4 = 1500 H

RKy = Fr – RLy = 3000 – 1500 = 1500 H

Mx = RKys = 1500 · 0,2 = 300 H · м

Реакции от усилия муфты:

FM(s + t + p) – RLFм(s + t) = 0;

RLFм = FM(s + t + p) / (s + t)  = 4828 · 0,5 / 0,4 = 6035 H

RKFм = RLFм - FM = 6035 – 4828 = 1207 H

RL =  =  = 1985 H

RK =  =  = 1985 H

Для расчета подшипников:

RL' = RL + RLFм = 1985 + 6035 = 8020 H

RK' = RK + RKFм = 1985 + 1207 = 3192 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σа = σu =  МLFм / 0,1d43 = 482,8 · 103 / 0,1 · 503 = 38,6 МПа

τа = τк /2 =  Мвых / 2 · 0,2d43 = 373 · 103 / 0,4 · 503 = 7,5 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 [2];        Кτ / Кdτ = 2,2 [2];

KFσ = KFτ = 1 [2];          KV = 1 [2].    

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 /  КFσ – 1) · 1 /  KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 /  КFτ – 1) · 1 /  KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 38,6 = 2,5;          Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 7,5 = 12,1

S = Sσ Sτ /  = 2,5 ·                12,1 /  = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №210, С = 35,1 кН, С0 = 19,8 кН, d×D×B = 50×90×20

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,

в которой радиальная нагрузка Pr1 = 8020 H; осевая нагрузка Pa1 = 0 H;

V =  1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб = 1,3; КТ = 1 [3].

Рэ = 1,3·8020 = 10426 H < C = 35100 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/Pэ)3 = (35100/10426)3 = 156 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = L·106/60n = 156·106/60·99,9 = 26038 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

13. Смазка

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по [4]:

V1 = 2,97 м/с – V40° = 27 мм2/с

V2 = 1,3 м/с – V40° = 34 мм2/с

V40°ср = 31 мм2/с

По [4] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V40°C = 29-35 мм2/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

14. Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

σсм = 2М / d(l – b)(h – t1) < [σ]см = 120 МПа

Быстроходный вал Ø30 мм, шпонка 7 × 7 × 28, t1 = 4 мм.

σсм = 2 · 55,7 · 103 / 30 · (28 – 7)(7 – 4) = 59 МПа < [σ]см

Промежуточный вал Ø40 мм, шпонка 12 × 8 × 45, t1 = 5 мм.

σсм = 2 · 130,4 · 103 / 40 · (45 – 12)(8 – 5) = 115 МПа < [σ]см

 

Тихоходный вал Ø42 мм, шпонка 12 × 8 × 63, t1 = 5 мм.

σсм = 2 · 373 · 103 / 42 · (63 – 12)(8 – 5) = 116 МПа < [σ]см

Тихоходный вал Ø60 мм, шпонка 18 × 11 × 63, t1 = 7 мм.

σсм = 2 · 373 · 103 / 60 · (63 – 18)(11 – 7) = 69 МПа < [σ]см

Приводной вал Ø42 мм, шпонка 12 × 8 × 63, t1 = 5 мм.

σсм = 2 · 373 · 103 / 42 · (63 – 12)(8 – 5) = 116 МПа < [σ]см

Приводной вал Ø60 мм, шпонка 16 × 10 × 45, t1 = 6 мм.

σсм = 2 · 373 · 103 / 60 · (45 – 16)(10 – 6) = 117 МПа < [σ]см

15. Выбор муфт

Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя [4].

Диаметр конца вала: Ø30 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 125-30-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[М] = 125 Н · м,   D × L = 120 × 125.

В нашем случае: Т1 = 55,7 Н · м

Запас у муфты большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.

Муфта, соединяющая тихоходный вал с приводным валом.

Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.

При проектировании компенсирующе - предохранительной муфты, за основу возьмем упругую втулочно-пальцевую муфту:

Муфта 500-42-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[М] = 500 Н · м,   D × L = 170 × 226.

В нашем случае: Т3 = 373 Н · м

Наличие упругих втулок позволяет скомпенсировать неточность расположения в пространстве ведомого вала и приводного вала. Доработаем данную муфту, заменив ее крепление на приводном валу со шпонки на штифт. Штифт рассчитаем таким образом, чтобы при превышении максимально допустимого передаваемого момента его срезало. Таким образом, штифт будет служить для ограничения передаваемого момента и предохранения частей механизма от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. [2]

Наибольший номинальный вращающий момент, передаваемый муфтой:

Мном = 373 Н · м

Расчетный вращающий момент М срабатывания муфты:

М = 1,25Мном = 1,25 · 373 = 466,3 Н · м

Радиус расположения поверхности среза:

R = 21 мм

Материал предохранительного штифта:

Сталь 30 ГОСТ 1050-88, σв = 490 МПа

Коэффициент пропорциональности между пределами прочности на срез и на разрыв: К = 0,68

Расчетный предел прочности на срез штифта:

τср = К · σв = 0,68 · 490 = 333,2 МПа

Диаметр предохранительного штифта:

d =  =  = 0,0092 м, d = 9,2 мм

Предельный вращающий момент (проверочный расчет):

М = πd2r τср /4 = 3,14 · 0,00922 · 0,021 · 333,2 · 106 / 4 = 465 Н · м

16. Сборка редуктора

Детали перед сборкой промыть и очистить.

Сначала собираем валы редуктора. Ставим колеса, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.

Далее устанавливаем валы в корпус редуктора.

Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.

После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.

Список использованной литературы

1.  П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1984 г.

2.  С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.

3.  М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

4.  А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.