Задание Спроектировать привод конвейера Схема 8 Вариант 3 Мощность на выходном валу Рв 7 кВт Частота вращения выходного вала nвых 25 обмин Коэффициент годового использования кгод 0,

• Название: Задание Спроектировать привод конвейера Схема 8 Вариант 3 Мощность на выходном валу Рв 7 кВт Частота вращения выходного вала nвых 25 обмин Коэффициент годового использования кгод 0,
• Анкор: 08-03.doc
• Дата: 27.08.2018
• Размер: 460 Kb.
• Имя файла: 08-03.doc
• Тип: Документы; #23641

Титульный лист
Задание
Спроектировать привод конвейера
Схема 8

Вариант 3


Мощность на выходном валу Рв = 7 кВт

Частота вращения выходного вала n_вых = 25 об/мин

Коэффициент годового использования К_ГОД = 0,7

Коэффициент суточного использования К_СУТ = 0,9

Срок службы Т = 7 лет


Содержание

1.Кинематический расчет привода 4

2.Расчет клиноременной передачи 8

3.Расчет червячной передачи 11

4.Схема сил в зацеплении 17

5.Предварительный расчет валов 18

6.Уточненный расчет валов редуктора 19

7.Подбор подшипников 24

8.Расчет выходного вала по переменным напряжениям 26

9.Выбор муфты 29

10.Проверка прочности шпоночных соединений 30

11.Посадка зубчатых колес, звездочек, подшипников и других элементов редуктора 31

12.Выбор сорта масла 31

Библиографический список 32

1. Кинематический расчет привода

Заданный привод состоит из электродвигателя, двух передач (открытой клиноременной и закрытой червячной) и муфты. Ременная передача является быстроходной, так как расположена ближе к двигателю, а червячная – тихоходной. Ведущим звеном является вал двигателя, промежуточным – вал, на котором расположены большой шкив ременной передачи и червяк, а тихоходным (выходным) – вал, на который монтируется муфта.
1. Определяем мощность на выходном валу привода [1, стр. 18]:
Рт.дв. = , (1)
где η_О – общий КПД механизма [1, стр.18]:
η_О = η_ОП · η_ЗП · η_М · η_ПО^m (2)
где η_ОП – КПД открытой передачи;

η_ЗП – КПД открытой передачи;

η_М – КПД муфты;

η_ПО – КПД пары подшипников.
По табл. 1.2 [1] принимаем: η_ОП = 0,96, η_ЗП = 0,84 ,η_М = 0,99, η_ПО = 0,99.

η_общ = 0,96 · 0,84 · 0,99 · 0,99³ = 0,77 (3)
тогда:
Рт.дв. = , (4)
2. Определяем рекомендуемое минимальное и максимальное передаточное отношение привода согласно рекомендациям табл. 1.3 [1, стр. 15]:
U’_0min = U’_{рем min} · U’_{Ч min} = 2,0 · 8 = 16 (5)
U’_0max = U’_{рем max} · U’_{Ч max} = 6,0 · 40 = 240 (6)
3. Определяем частоты вращения выходного вала [1. стр. 19]:
n_вых = 25,0 об/мин (7)
4. Вычисляем расчетную минимальную и максимальную частоту вращения вала электродвигателя [1, стр. 18]:
n_эд.рmin = n_вых · U_’0min = 25 · 16 = 400 об/мин,
n_{эд.рmax =} n_вых · U_’0max = 25 · 240 = 6000 об/мин,
5. По табл. 1.1 [1, стр. 11,12], исходя из условий:
Рэд > 9,1 кВт
400 об/мин < n_ЭД < 6000 об/мин
принимаем [1, стр. 11] электродвигатель типа 4А160М8 со следующими характеристиками:
Таблица 1 – Характеристики электродвигателя.

Мощность	Частота вращения	Диаметр выходного конца вала	Длина выходного конца вала
кВт	об/мин	мм	мм
11	731	38	80

6. Вычисляем действительное общее передаточное отношение привода [1, стр. 19]:
Uо = = = 29,24 (8)
7. Производим разбивку общего передаточного отношения Uо по ступеням привода, учитывая, что открытая передача должна иметь меньшее передаточное число (рекомендуется принимать u = 2…3), а закрытая должна соответствовать табл. 1.4. Принимаем u_ЗП = 10, тогда передаточное число открытой передачи:
(9)
8. Определяем кинематические параметры привода (число оборотов каждого вала) [1, стр. 19]:
на вале двигателя:
n_ДВ = 731 об/мин (10)
на быстроходном вале редуктора:
n₁ = об/мин (11)
на тихоходном вале редуктора:
n₂ = об/мин (12)
на вале рабочей машины:
n_В = n₂ = 25,2 об/мин (13)
9. Определяем кинематические параметры привода (угловая частота вращения каждого вала) [1, стр. 19]:
на вале двигателя:
ω_ДВ = = = 76,5 рад/с (14)
на быстроходном вале редуктора:
ω₁ = рад/с (15)
на тихоходном вале редуктора:
ω₂ = рад/с (16)
на вале рабочей машины:
ω_В = ω₂ = 2,6 рад/с (17)
10. Вычисляем силовые параметры привода (вращающие моменты на каждом из валов) [1, стр. 19,20]:

на вале двигателя:
Тт.дв. = = = 119 Нм (18)
на быстроходном вале редуктора:
Т₁ = Тт.дв. · u_ОП · η_ОП · η_ПО = 119 · 2,9 · 0,96 · 0,99 = 328 Нм (19)
на тихоходном вале редуктора:
Т₂ = Т₁ · u_ЗП · η_ЗП · η_ПО = 904 · 10 · 0,84 · 0,99 = 2728 Нм (20)
на вале рабочей машины:
Тв = Т₂ · η_М = 22686 · 0,99 = 2701 Нм (21)
11. Определяем передаваемую мощность :
на вале двигателя:
Рдв = Рт.дв. = 9,1 кВт (22)
на быстроходном вале редуктора:
Р₁ = Рт.дв. · η_ОП · η_ПО = 9,1 · 0,96 · 0,99 = 8,65 кВт (23)
на тихоходном вале редуктора:
Р₂ = Р₁ · η_ЗП · η_ПО = 8,65 · 0,84 · 0,99 = 7,19 кВт (24)
на вале рабочей машины:
Р₃ = Р₂ · η_М · η_ПО = 7,19 · 0,99 · 0,99 = 7,05 кВт (25)
Результаты расчета сводим в таблицу:
Таблица 2 – Силовые и кинематические параметры привода.

Вал		Мощность	Частота вращения	Угловая скорость	Вращающий момент
		Р	n	ω	Т
		кВт	об\мин	рад/с	Нм
двигателя	ДВ	9,1	731	76,5	119
быстроходный	Б	8,65	252,1	26,4	328
тихоходный	Т	7,19	25,2	2,6	2728
рабочей машины	В	7,05	25,2	2,6	2701

2. Расчет клиноременной передачи

По номограмме 7.3 [3, стр. 134] принимаем сечение ремня Б. Высота ремня То = 13,5 мм, площадь поперченного сечения Б = 133 мм².
Определяем диаметр ведущего шкива по формуле 7.25 [3, стр. 137]:
d₁ ≈ (3…4) ≈ (3…4) = 147,6…196,7 мм (26)
По табл. 7.7 [3, стр. 131] принимаем d₁ = 150 мм.
Вычисляем диаметр ведомого шкива по формуле 7.3 [3, стр. 137]:
(27)
где ε = (0,01…0,02) – коэффициент упругого скольжения.
(28)
По ГОСТ 17383-73 принимаем d₂ = 420 мм.
Определяем фактическое передаточное отношение:
(29)


Определяем процентное отклонение фактического передаточного числа от заданного:

(30)


Отклонение находится в допустимых пределах.
Определяем минимальное и максимальное межосевое расстояние по формуле 7.26 [3, стр. 137]
(31)


a_max = d₁ + d₂ = 150 + 420 = 570 мм (32)
Определяем длину ремня по формуле 7.7 [3, стр. 137]:
(33)


Полученное значение округляем до стандартного значения = 2000 мм по ГОСТ 1284.3-96 [3, табл. 7.7].
Уточняем межосевое расстояние по формуле 7.7 [3, стр. 137]:
(34)


= 536 мм
Угол обхвата определяем по формуле 7.27 [3, стр. 137]:
(35)


0,4848
Принимаем коэффициенты:

Номинальная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Ро = 1,76 кВт [3, табл. 7.8].

Коэффициент длины ремня Cl = 0,93 [3, табл. 7.9].

Коэффициент условий работы Ср = 1,1 [3, табл. 7.10].

Коэффициент угла обхвата Сα = 0,92 [3, стр. 135].

Коэффициент числа ремней Cz = 0,90 [3, стр. 135].
Определяем число ремней по формуле 7.29 [3, стр. 138]:

z = = = 6,2 (36)
Принимаем z = 5
Вычисляем скорость ремня:
(37)


Определяем натяжение ветви ремня по формуле 7.30 [3, стр. 138]:
Fo = = = 302 Н (38)
Силу, действующую на валы, определяем по формуле 7.31 [3, стр. 138]:
Fв = 2 · Fo · z · sin = 2 · 302 · 5 · sin 75,5 = 2666 Н (39)
Определяем рабочий ресурс ремней по формуле 7.32 [3, стр. 136]:
≥ [Но] (40)
где [Но] = 2000 ч – ресурс ремня;

Nоц = 4,7·10⁶ – базовое число циклов для ремня сечением Б [3, стр. 136];

σ_-1 – предел выносливости материала. σ_-1 = 7 Н/мм².

σ_max – максимальное напряжение, определяемое по формуле 7.18 [3, стр. 127]:
(41)
Где Eи – модуль продольной упругости при изгибе. Eи = 100 Н/мм².

ρ – плотность материала. ρ = 1100 кг/м³.


= 2076 ч > 2000 ч
Условие долговечности выполняется.

3. Расчет червячной передачи

Предварительно определяем ожидаемую скорость скольжения червяка по формуле 2.33 [2, стр. 59]:
Vs ≈ = = 1,6 м/с
По таблице 2.18 [2, стр. 59] принимаем из II группы материалов БрА10Ж4Н4 с пределом прочности при растяжении σв = 700 МПа и пределом текучести σт = 460 МПа.
По формуле из таблице 2.19 [2, стр. 60] для материалов из II группы определяем допускаемое напряжение колеса:
[σ]_Н = 250 – 25 · Vs = 250 – 25 · 1,6 = 210 МПа
Допускаемые напряжения изгиба при длительной работе определяем по таблице 2.20 [2, стр. 61]:
[σ]_F = 0,12 · σ_В · K_FL
где K_FL – коэффициент долговечности при расчетах на изгиб [2, стр. 61]. Принимаем K_FL = 1.
[σ]_F = 0,12 · 700 · 1 = 84 МПа
По таблице 2.21 [2, стр. 61] при передаточном отношении u = 10 принимаем число заходов червяка Z₁ = 2 и число зубьев червячного колеса Z₂ = 20.

По условию жесткости определяем коэффициент диаметра червяка:
q = (0,212…0,250) · Z₂ = (0,212…0,250) · 20 = 4,2…5,0
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по табл. 2.22 [2, стр. 62]: q = 8.
По условию контактной 2.34 [2, стр. 62] прочности находим межосевое расстояние:
a_w = ·
При скорости скольжения Vs = 1,6 м/с принимаем коэффициент нагрузка Кн = 0,9.
a_w = · = 223 мм
Определяем осевой модуль зацепления по формуле 2.35 [2, стр. 62]:
m = = = 15,93 мм
По таблице 2.23 [2, стр. 62] принимаем стандартное значение модуля m = 10 мм

Определяем действительное значение межосевого расстояния по формуле 2.36 [2, стр. 63]:
a_w = 0,5 · m · (q + Z₂) = 0,5 · 10 · (8 + 20) = 140 мм
Т.к. полученное значение соответствует стандартному, то корригирование не производим, т.е. Х = 0.
Определяем основные геометрические параметры червячной передачи по формулам из табл. 2.25 [2, стр. 63]:
для червяка:
Делительный диаметр:
d₁ = q · m = 8 · 10 = 80,0 мм
Диаметр вершин витков:
d_a1 = d₁ + 2 · m = 80 + 2 · 10 = 100,0 мм
Диаметр впадин:
d_f1 = d₁ – 2,4 · m = 80 - 2,4 · 10 = 56,0 мм
Длина нарезной части:
b₁ = m · (12,5 + 0,09 · Z₂) = 10 · (12,5 + 0,09 · 20) = 143
для колеса:
Делительный диаметр:
d₂ = Z₂ · m = 20 · 10 = 200,0 мм
Диаметр вершин витков:
d_a2 = d₂ + m · (2 + 2 · Х) = 200 + 10 · (2 + 2 · 0) = 220,0 мм
Диаметр впадин:
d_f2 = d₂ – m · (2,4 – 2 · Х) = 200 - 10 · (2,4 – 2 · 0) = 176,0 мм
Наибольший диаметр червячного колеса:
d_am2 ≤ d_a2 + = 220 + = 235,0 мм

Длина нарезной части:
b₂ ≤ 0,67 · d_a1 = 0,67 · 100 = 37 мм
Условный угол обхвата червяка колесом:
δ = arcsin = arcsin = arcsin 0,39 = 23,6°
Делительный угол подъема витка:
γ = arctg = arctg = arctg 0,25 = 14,2°.


Рисунок 1 – Геометрические параметры червяка.



Рисунок 2 - Геометрические параметры червячного колеса.
Вычисляем скорость скольжения червяка по формуле 2.38 [2, стр. 64] :
Vs = = = 1,1 м/с
Назначаем по табл. 2.26 [2, стр. 65] 8 степень точности передачи.
Определяем силы в зацеплении [2, стр. 66-67]:
окружная сила на червяке, численно равная осевой силе на колеса:
Ft1 = Fa2 = = = 8200 Н
окружная сила на колеса, численно равная осевой силе на червяке:
Ft2 = Fa1 = = = 27280 Н
Радиальная сила:
Fr1 = Fr2 = Fr = Ft2 · tg20° = 27280 · 0,3639 = 9927 Нм



Рисунок 3 – Силы в зацеплении червячной передачи.
Проверяем соблюдений условий контактной прочности зубьев колеса по формуле 2.40 [2, стр. 67]:
σ_Н = · ≤ [σ]_Н

σ_Н = · = 210 МПа
Расчетное контактное напряжение отличается от допустимого на 0,00%, что находится в допустимых пределах (-20… + 5)%.
Проверяем червячное колесо на изгиб.
Определяем удельную окружную нагрузку [2, стр. 67]:
q_Ft = = = 664 Н/мм²
Определяем модуль червяка в нормальном сечении [2, стр. 67]:
m_n = m · cos γ = 10 · 0,9601 = 9,6 мм
Определяем эквивалентное число зубьев колеса по формуле [2, стр. 67]:
Zv₂ = Z₂ / cos² γ = 20 / 0,885 = 23
По таблице 2.28 [2, стр. 68] принимаем коэффициент формы зуба Yf = 1,44.
Расчетное напряжение изгиба определяем по формуле 2.41 [2, стр. 67]:
σ_F = = = 70 МПа
Условие прочности выполняется, т.к.
σ_F < [σ]_F
70 МПа < 84 МПа
Тепловой расчет передачи сводим к определению температуры масла в корпусе червячной передачи:
tм = tв + (1 – η) · ≤ [tм]
где tв – температура воздуха вне корпуса;

[tм] – допускаемая температура масла в корпусе;

Р₁ – мощность на червяке;

Кт – коэффициент теплоотдачи;

А – площадь свободной поверхности корпуса редуктора.

Для редуктора без ребер площадь свободной поверхности корпуса определяем по формуле:
А = 20 · a_w² = 20 · 140² = 0,39 м²
Принимаем tв = 20 °С, [tм] = 80 °С, Кт = 24.
tм = 20 + (1 – 0,84) · = 73 ≤ 80 °С
Рассчитываем червяк на жесткость. Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка определяем по формуле [2, стр. 69]:


стрела прогиба по формуле [2, стр. 69]:


Допускаемый прогиб [2, стр. 69]:


мм
Таким образом, жесткость обеспечена, так как .

4. Схема сил в зацеплении

Рисунок 1 – Схема сил для всего привода.

5. Предварительный расчет валов

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяем по формулам [1, стр. 45,46]:

для быстроходного вала
диаметр выходного конца

d_­1 ≥ (7…8) · = (7…8) · = 29…34 мм (42)
Принимаем стандартное значение d₁ = 25 мм, t = 3,5 мм, r = 2 мм.
диаметр участка под подшипник:
d_П ≥ d₁ + 2 · t = 25 + 2 · 3,5 = 32 мм (43)
Приминаем d_П = 35 мм.
диаметр участка под буртик:
d_ПБ ≥ d₁ + 3 · r = 25 + 3 · 2 = 31 мм (44)
Приминаем d_ПБ = 30 мм.
для выходного вала
диаметр выходного конца

d_­3 ≥ (5…6) · = (5…6) · = 43…57 мм (45)
Принимаем стандартное значение d₃ = 45 мм, t = 3,5 мм, r = 2,5 мм.
диаметр участка под подшипник:
d_П ≥ d₃ + 2 · t = 45 + 2 · 3,5 = 52 мм (46)
Приминаем d_П = 55 мм.
диаметр участка под буртик: 65 мм.

6. Уточненный расчет валов редуктора

Вал ведущий. Принимаем из эскизной компоновки l4 = 113 мм, l5 = 74 мм. Консольная сила от ременной передачи Fк1 = 2666 Нм.
Горизонтальная плоскость
ΣM_А = 0; Fк1 · l4 – Ft1 · l5 + Xb · 2 · l5 = 0
Xb = = = 2064 Н
ΣM_В = 0; Fк1 · (l4 + 2 · l5) + Ft1 · l5 - Ха · 2 · l5 = 0
Ха = = = 8802 Н
Проверка:
ΣFiх = 0; Ft1 + Fк1 – Ха – Xb = 0
8200 + 2666 – 8802 – 2064 = 0
Вертикальная плоскость
ΣM_А = 0; Fr · l5 + Fа · 0,5 · d₁ – Yb · 2 · l5 = 0
Yb = = = 12336 Н
ΣM_В = 0; - Fr · l5 + Fа · 0,5 · d₁ + Ya · 2 · l5 = 0
Ya = = = -2409 Н
Проверка:
ΣFiy = 0; Ya + Yb – Fr = 0
-2409 + 12336 - 9927 = 0
Строим эпюры моментов:

Вертикальная плоскость
Мх₁ = 0 Нм; Мх₂ = 0 Нм; Мх₄ = 0 Нм;
Мх₃^СЛЕВА = Yа · l5 = -2409 · 74 /1000 = -178 Нм
Мх₃^СПРАВА = Yа · l5 + Fа1 · 0,5 · d₁ = (-2409 · 74 + 27280 · 0,5 · 80) /1000 = 913 Нм
Горизонтальная плоскость
Мy₁ = 0 Нм; Мy₄ = 0 Нм;
Мy₂ = Fк1 · l4 = 2666 · 74 /1000 = 197 Нм;
Мy₃ = Fк1 · (l4 + l5) - Xа · l5 = (2666 · (113 + 74) - 8802 · 74) /1000 = -153 Нм
Крутящий момент Т = 328 Нм


Рисунок 5 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала.
Выходной вал. Принимаем из эскизной компоновки l1 = 81 мм, l2 = 145 мм.
Горизонтальная плоскость
ΣMс = 0; - Fa2 · 0,5 · d₂ + Fк2 · (2 · l1 + l2) – Хд · 2 · l1 = 0
Хд = = = = 19178 Н
ΣMd = 0; - Fa2 · 0,5 · d₂ + Fк2 · l2 + Хс · 2 · l1 = 0
Хс = = = -6120 Н
Проверка:
Xc + Xd - Fк2 = 0
-6120 + 19178 - 13058 = 0
Вертикальная плоскость
ΣMс = 0; Ft2 · l1 - Fr · l1 + Yd · 2 · l1 = 0
Yd = = = -8677Н
ΣMд = 0; Ft2 · l1 + Fr · l1 - Yс · 2 · l1 = 0
Yс = = = 18604 Н

Проверка:
ΣFyi = 0; - Yс - Yd + Fr = 0
- 18604 - (-8677) + 9927 = 0
Построение эпюр изгибающих моментов
Вертикальная плоскость
Мх₁ = 0 Нм; Мх₄ = 0 Нм;
Мх₂ = -Fк2 · l2 = -13058 · 145 /1000 = -1893 Нм;
Мх₃^СЛЕВА = -Fк2·(l1 + l2) + Хд·l1 = (-13058 · (81 + 145) + 19178 · 81)/000 = -1398 Нм;
Мх₃^СПРАВА = - Хс · l1 = - (-6120) · 81 = 496 Нм
Горизонтальная плоскость
Мy₁ = 0 Нм; Мy₂ = 0 Нм; Мy₄ = 0 Нм;
Мy₃^СЛЕВА = Yd · l1 = -8677 · 81 /1000 = -703 Нм
Мy₃^СПРАВА = -Yс · l1 = -18604 · 81 /1000 = -1507 Нм
Крутящий момент Т = 2728 Нм

Рисунок 6 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала.

7. Подбор подшипников

Примем радиально-упорные однорядные роликовые подшипники по таблице П7 [2, стр. 401-404].

Ведущий вал - принимаем шарикоподшипник серии 7308 со следующими характеристиками: , .

Ведомый вал - принимаем шарикоподшипник серии 7211 со следующими характеристиками: , .


Опора D более нагружена.

Подшипник пригоден при условии:
(47)
Расчетную динамическую грузоподъемность определяем по формуле [2]:
(48)
где Re – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m – показатель степени. = 3,33 - для роликовых подшипников;
По соотношению определяем коэффициент осевого нагружения .
= 413,33 → Y = 0
= 126,15 → Y = 0
Эквивалентную динамическую нагрузку определяем согласно формулам, приведенным в таблице [2]:
(49)
где Х – коэффициент радиальной нагрузки. Принимаем X = 0,56 для радиальных шарикоподшипников;

V – коэффициент вращения, принимаем V = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника;

Rr – радиальное усилие в наиболее нагруженной опоре;

Кб – коэффициент безопасности. По таблице 32 в зависимости от характера нагрузки и вида машинного агрегата принимаем Кб = 1,1;

Кt – температурный коэффициент. При t ≤ 100º C, принимаем Кt = 1.
Ведущий вал


Н < 66000 Н
Подшипник 7308 поменять один раз за период эксплуатации.
Ведомый вал


Н < 65000 Н
Подшипник 7211 пригоден.

8. Расчет выходного вала по переменным напряжениям

Материал вала сталь 40Х нормализованная, σ_В = 900 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
σ_-1 = 387 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
τ_-1 = 0,58 · σ_-1 = 224 МПа.
Сечение А-А. Диаметр вала 45 мм, концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: kσ = 1,59 [2, табл. 8.5], kτ = 1,49 [2, табл. 8.5]; масштабные коэффициенты [2, табл. 8.8] εσ = 0,775, ετ = 0,67; коэффициенты [2, стр. 163,166] Ψσ = 0,15, Ψτ = 0,1.Крутящий момент Т = 2728 Нм.

Суммарный изгибающий момент в сечении М_А-А = 692 Нм

Момент сопротивления кручению:
Wk_НЕТТО = - = 16,4 · 10³ мм³

Момент сопротивления изгибу:
Wk = - = 7,4 · 10³ мм³
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
τ_v = τ_m = = 83,2 МПа
Амплитуда нормальных напряжений:
σv = = = 93,51 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Sσ = = 2,9 МПа
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Sτ = = 2,2
Результирующий коэффициент запаса прочности [2, стр. 312]:
S = = 1,8

Сечение П-П. Диаметр вала 55 мм, концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Тогда по табл. 8.7 [2]:
= 3,40; = 2,44
Принимаем Ψσ = 0,15, Ψτ = 0,1. Изгибающий момент М_П-П = 1383 Нм.

Осевой момент сопротивления:
W = = 16,3 · 10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений:
σv = = = 84,85 МПа; σ_m = 0
Полярный момент сопротивления:
Wk_НЕТТО = - = 49,6 · 10³ мм³
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
τ_v = τ_m = = 27,5 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Sσ = = 3,0 МПа
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Sτ = = 3,2
Результирующий коэффициент запаса прочности [2, стр. 312]:
S = = 2,19
Сечение К-К. Диаметр вала 65 мм, концентрация напряжений обусловлена посадкой колеса с гарантированным натягом и наличием шпоночного паза. Тогда по табл. 8.7 [2]:
= 3,40; = 2,44
Принимаем Ψσ = 0,15, Ψτ = 0,1.

Изгибающий момент М_К-К = 1231 Нм.

Осевой момент сопротивления:
Wk = - = 22,6 · 10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений:
σv = = = 54,47 МПа; σ_m = 0
Полярный момент сопротивления:
Wp = 2 · W = 2 · 16,3 = 32,7 · 10³ мм³
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
τ_v = τ_m = = 41,7 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Sσ = = 13 МПа
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Sτ = = 3,2
Результирующий коэффициент запаса прочности [2, стр. 312]:
S = = 3,11
Сводим результат в таблицу:
Таблица 3 - Результаты уточненного расчета валов

Сечение	А-А	П-П	К-К
Коэффициент запаса	1,8	2,19	3,11

Во всех сечения s > [s] = 1,5.

9. Выбор муфты

Данные для выбора муфты: dв = 45 мм, Т = 2728 Нм. Выбираем по табл. 11.1 [2, стр. 259] муфту фланцевую 1600-45-11-50-21 ГОСТ 20761-80. Посадочная длина 82 мм. Консольная сила от муфты:
(50)

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Производим расчет шпонок на смятие по формуле 15.10.1 [2, стр. 143]:
(51)
Где _h - высота сечения шпонки, мм;

_t1 - глубина паза вала, мм;

_l - длина шпонки, мм;

_b - ширина шпонки, мм.

[σ_см] - допускаемое напряжение на смятие, [σ_см] = 110…190 МПа - при стальной ступице.

Результаты расчета приведены в таблицу:
Таблица 4 - Проверочный расчет шпоночных соединений.

Параметр	Условное обозначение	Место установки
		Шкив	Колесо	Муфта
Передаваемый момент, Нм	Т	119	2728	2728
Диаметр вала, мм	d	25	65	45
Длина шпонки, мм	l	22	70	90
Ширина шпонки, мм	b	8	20	16
Высота сечения шпонки, мм	h	7	18	10
Глубина паза, мм	t1	3,5	9	5,5
Напряжение на смятие, МПа	σсм	184	187	162

Условие прочности для всех шпоночных соединений выполняется.

11. Посадка зубчатых колес, звездочек, подшипников и других элементов редуктора

Посадки назначаем в соответствии с рекомендациями [2]:

• 
  посадка зубчатых колес на вал Н7/р6;
  
• 
  посадка звездочки на вал редуктора Н7/h6;
  
• 
  подшипники на валы L0/k6;
  
• 
  подшипники в корпус H7/l0;
  
• 
  сальники устанавливаем с посадкой Н8/h8;
  
• 
  крышки подшипников H7/d11.
  

12. Выбор сорта масла

Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием, зубчатого венца колеса в масло, заливаемое в картер корпуса.

При v = 0,8 м/с (от 0,3 до 12,5 м/с) рекомендуется индустриальное масло И-Т-Д-200 ГОСТ 17794-87 [2].

Зубчатые колеса погружаются минимум на высоту зуба. Определяем объем масла, требуемый для проектируемого редуктора:
(52)


Для проектируемого редуктора требуется 4 литра масла И-Т-Д-200.

Смазка подшипников осуществляется пластичной смазкой УТ-1 ГОСТ 1033-73 [2, табл. 9.14], периодически пополняем через пресс-масленки.

Библиографический список

1. 
   Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для студентов технических специальностей вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – 8-е изд. перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия», 2003. – 496 с.
   
2. 
   Курсовое проектирование по деталям машин и основам конструирования. Расчет механических передач: учебное пособие / Н.А. Дроздова, Т.Т Ереско, Н.А. Смирнов: СибГАУ. – Красноярск, 2007. – 160 с.
   
3. 
   Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.:ил.