Введение

Согласно заданию требуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, крышек подшипников, шкива.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Параметры ременной передачи принимаются по результатам расчета на тяговую способность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.

Шпоночные соединения проверяются на смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода определяются конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

1 Кинематический расчет привода

1.1 Схема привода

Рисунок 1-Схема привода

Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи и 2-х ступенчатого циллиндрического редуктора. Движение от электродвигателя через клиноременную передачу 1-2 передается на входной вал редуктора 2-3. Через косозубую цилиндрическую передачу 3-4 передается движение на промежуточный вал 4-5 и далее через косозубую цилиндрическую передачу 5-6 на выходной вал редуктора – 6, который упругой муфтой соединен с валом барабана транспортера.

1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Требуемая мощность электродвигателя

Р_эд = Р_вых / h_общ ,

где Р_вых - общая мощность на выходе, кВт.

h_общ - общий КПД привода;

h_общ= h₁₂×h₃₄×h₅₆×h⁴_п×h_м где,

h₁₂ - КПД ременной передачи 1-2;

h₃₄ - КПД косозубой цилиндрической передачи 3-4;

h₅₆ - КПД косозубой цилиндрической передачи 5-6;

h_п - КПД пар подшипников;

h_м - КПД муфты

h_общ = 0,95 ×0,97×0,97 ×0.99⁴ ×0,98= 0,841

Р_вых = F_t × V, где F_t - окружное усилие на барабане, кН ;

V - скорость ленты конвейера, м/с;

Р_вых = 8700∙0,45 = 3915Вт = 3,9 кВт;

Р_эд = ,

1.2.2 Требуемая частота вращения

n_э.тр = n_вых×i₁₂×i₃₄ × i₅₆

где, i₁₂ -передаточное отношение передачи 1-2

i₃₄ - передаточное отношение передачи 3-4

i₅₆ - передаточное отношение передачи 5 - 6

n_вых - требуемая частота вращения на выходе привода

n_вых = ,

где D_б - диаметр барабана,мм

n_вых = об/мин

n_э.тр= 1000 об/мин

1.2.3 Выбор электродвигателя

выбирается электродвигатель 132S6.

Параметры: P = 5,5 кВт, n_эд = 960 мин^-1.

Рисунок 2-Электродвигатель 132S6.

1.3 Уточнение передаточных чисел

Общее передаточное число

,

где U_ред – передаточное число редуктора;

U₁₂ – передаточное число ременной передачи (U₁₂ =3).

1.4 Кинематический и силовой расчет

1.4.1 Мощность, передаваемая на валы привода

,

,

,

,

где P₁ – мощность на 1-ом валу, Вт;

P₂₃ – мощность, передаваемая на вал 2-3, Вт;

P₄₅ – мощность, передаваемая на вал 4-5, Вт;

P₆ – мощность, передаваемая на выходной вал редуктора, Вт.

1.4.2 Частота вращения валов привода

,

,

,

.

1.4.3 Угловые скорости вращения валов

,

,

,

,

1.4.4 Крутящие моменты на валах

,

,

,

,

2 Расчет зубчатых передач

Рисунок 3-Схема зубчатой передачи

2.1 Критерии работоспособности и расчета

Критериями работоспособности зубчатой косозубой цилиндрической передачи являются:

1. износ;

2. усталостное выкрашивание;

3. усталостные поломки зубьев;

4. статические поломки.

Расчет на прочность ведется от определения допускаемых контактных напряжений и определения допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.

у_Н < [у_Н]

у_F < [у_F]

2.2 Выбор материала зубчатых колес

Таблица 2 Выбор материала зубчатых колес.

Звено	Марка стали	Термообработка	Твердость зубьев НВ	ут, МПа
Шестерни 3,5	сталь 40Х	улучшение	260..300	650
Колеса 4,6	сталь 40Х	улучшение	230..260	650

2.4 Расчет допускаемых напряжений

2.4.1 Допускаемые контактные напряжения

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны

,

где у_HlimB – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

K_HL – коэффициент долговечности;

S_H – коэффициент безопасности (для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) S_H = 1.1).

При способе термической обработки, как улучшение, для сталей 45 и 40Х предел контактной выносливости поверхности зубьев

,

где N_HO – базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

N_HE – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

,

где n_i – частота вращения того зубчатого колеса, для которого определяется допускаемое напряжение, мин^-1;

c – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот (c = 1);

t_У – суммарное время работы;

T_n – максимальный из длительно действующих моментов;

T₁, T₂ – действующие моменты;

t₁,t₂ – время действия моментов.

Рисунок 4-Режим работы

,

где - срок службы привода, годы (=9);

- число рабочих смен в сутки (),

- количество рабочих часов в каждую смену ().

ч

Т.к. , то K_HL3 = 1.

Т.к. , то K_HL4 = 1.

Т.к. , то K_HL5 = 1.

Т.к. , то K_HL6 = 1.

Для цилиндрических передач с косыми зубьями в качестве расчётных напряжений принимаются:

,

где - наименьшее из напряжений .

Принимаем МПа.

Принимаем МПа.

2.4.2 Допускаемые напряжения у ножки зуба

,

где у⁰_Flim – предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм²;

K_FL – коэффициент долговечности;

S_F – коэффициент безопасности (принимаем S_F = 1.75 для улучшенных сталей 45, 40Х ).

,

где N_FO – базовое число циклов перемены напряжений ();

N_FE – эквивалентное число циклов перемены напряжений ().

Т.к. , то K_FL3 = 1.

Т.к. , то K_FL4 = 1.

Т.к. , то K_FL5 = 1.

Т.к. , то K_FL6 = 1.

2.4.3 Максимальные допустимые напряжения

Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых улучшению

,

где у_т – предел текучести материала при растяжении, Н/мм².

,

где у_FlimM – предельное значение напряжения, не вызывающего остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм²;

S_FM – коэффициент безопасности (для улучшенных сталей 45, 40Х S_FM = 1.75).

2.5 Проектный расчет передачи

2.5.1 Определение коэффициентов перегрузки

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчете на контактную выносливость

,

при расчете на изгибную выносливость

,

где K_Hв, K_Fв – коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца);

K_HV, K_FV – динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи).

По ГОСТ 21354-75 быстроходная передача 3-4 – 3 схема, тихоходная передача 5-6 – 5 схема, тогда ориентировочное значение коэффициентов концентрации нагрузки по длине можно определить из графиков .

где u – передаточное число рассчитываемой передачи.

u₃₄ = 3,6 u₅₆ = 2,8

K_HB34 = 1.15 K_FB34 = 1.32

K_HB56 = 1.06 K_FB56 = 1.1

Значение коэффициентов K_HV и K_FV выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости зуба.

Приближенная скорость в зацеплении

,

где n_ш – частота вращения шестерни, мин^-1;

C_V – вспомогательный коэффициент (для косозубых цилиндрических передач и 1 группы термообработки C_V = 1500);

T_к – момент на колесе, Нм.

Принимаем степень точности

зубчатая передача 3-4 8я;

зубчатая передача 5-6 8я.

Выбираются значения коэффициентов K_HV и K_FV

K_HV34 = 1.045 K_FV34 = 1.053

K_HV56 = 1.025 K_FV56 = 0.9

2.6 Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (3-4)

Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.

Определение предварительного значения межосевого расстояния:

;

мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Определяем нормальный модуль из зацепления:

;

мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Определяем числа зубьев зубчатых колёс:

;

Принимаем .

Определим угол наклона зуба:

;

;

;

;

;

.

Уточним передаточное отношение:

;

.

Определим геометрические размеры передачи.

Делительный диаметр:

;

мм;

мм.

Диаметры окружностей выступов:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

Ширина зубчатых венцов колёс:

мм.

Ширину шестерни принимаем на 5 миллиметров больше.

мм.

Проверочные расчеты в зацеплении.

После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.

Уточненное значение окружной скорости.

т.к. полученное значение скорости находится в том же диапазоне при выборе и , то коэффициенты и остаются прежними.

Проверочный расчет по контактным напряжениям.

,где .

Мпа

Допускается недогруз передачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 6,8%.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

,где Y_F-коэффициент прочности зуба(выбирается в зависимости от приведённого числа зубьев колёс).

;

.

Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам.

; ;

;

; ; ;

; .

Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Таблица 4. Итоговая таблица результатов расчетов

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние	а34	мм	160
2. Число зубьев шестерни	Z3	мм	45
3. Число зубьев колеса	Z4	мм	164
4. Нормальный модуль зацепления	mn	мм	1,5
5. Диаметр делительной окружности шестерни	d3	мм	68,89
6. Диаметр делительной окружности колеса	d4	мм	251,1
7. Диаметр окружности выступов шестерни	da3

	мм	71,89
8. Диаметр окружности выступов колеса	da4	мм	254,1
9. Диаметр окружности впадин шестерни	df3	мм	65,14
10. Диаметр окружности впадин колеса	df4	мм	247,35
11. Ширина зубчатого венца шестерни	b3	мм	55
12. Ширина зубчатого венца колеса	b4	мм	50
13. Степень точности передачи	-	-	8
14. Угол наклона зуба	b	град.	11,76
15. Окружная сила в зацеплении	Ft	Н	1198,934
16. Радиальная сила в зацеплении	Fr	Н	442,7
17. Осевая сила в зацеплении	Fa	Н	204,938

2.7Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (5-6)

Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.

Определение предварительного значения межосевого расстояния:

;

мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Определяем нормальный модуль из зацепления:

;

мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Определяем числа зубьев зубчатых колёс:

;

Принимаем .

Определим угол наклона зуба:

;

;

;

;

;

.

Уточним передаточное отношение:

;

.

Определим геометрические размеры передачи.

Делительный диаметр:

;

мм;

мм.

Диаметры окружностей выступов:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

Ширина зубчатых венцов колёс:

мм.

Ширину шестерни принимаем на 5 миллиметров больше.

мм.

Проверочные расчеты в зацеплении.

После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.

Уточненное значение окружной скорости.

т.к. полученное значение скорости находится в том же диапазоне при выборе и , то коэффициенты и остаются прежними.

Проверочный расчет по контактным напряжениям:

,где ;

.

Допускается недогруз передачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 8,3%.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

,

где Y_F-коэффициент прочности зуба(выбирается в зависимости от приведённого числа зубьев колёс).

;

.

Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам.

; ;

;

; ; ;

;

.

Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Таблица 5. Итоговая таблица результатов расчетов

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние	а56	мм	180
2. Число зубьев шестерни	Z5	мм	53
3. Число зубьев колеса	Z6	мм	150
4. Нормальный модуль зацепления	mn	мм	1,75
5. Диаметр делительной окружности шестерни	d5	мм	93,99
6. Диаметр делительной окружности колеса	d6	мм	266,01
7. Диаметр окружности выступов шестерни	da5	мм	97,49
8. Диаметр окружности выступов колеса	da6	мм	269,51
9. Диаметр окружности впадин шестерни	df5	мм	89,615
10. Диаметр окружности впадин колеса	df6

	мм	261,635
11. Ширина зубчатого венца шестерни	b5	мм	62
12. Ширина зубчатого венца колеса	b6	мм	57
13. Степень точности передачи	-	-	8
14. Угол наклона зуба	b	град.	9,24
15. Окружная сила в зацеплении	Ft	Н	2766,25
16. Радиальная сила в зацеплении	Fr	Н	1020,1
17. Осевая сила в зацеплении	Fa	Н	450

3. Расчет клиноременной передачи

Выбираем сечение клинового ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала:

При таком значении вращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр . Принимаем.

Определяем передаточное отношение i без учета скольжения

.

Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение е = 0,015:

.

Ближайшее стандартное значение . Уточняем передаточное отношение i с учетом:

.

Пересчитываем:

.

Расхождение с заданным составляет 1,5 %, что не превышает допустимого значения 3%.

Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале

принимаем близкое к среднему значение а = 450 мм.

Расчетная длина ремня:

.

Ближайшее стандартное значение L = 1400 мм.

Вычисляем

и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:

Угол обхвата меньшего шкива

Скорость

По таблице определяем величину окружного усилия , передаваемого клиновым ремнем: на один ремень.

.

Допускаемое окружное усилие на один ремень:

.

Определяем окружное усилие:

.

Расчетное число ремней:

.

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения

Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

;

рабочее натяжение ведущей ветви

;

рабочее натяжение ведомой ветви

;

усилие на валы

.

Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей .

Сила предварительного натяжения одного ремня

,

Сила предварительного натяжения одной ветви комплекта ремней передачи

Н

Натяжение ветвей комплекта ремней передачи, нагруженной номинальной мощностью P

Натяжение F₁ ведущей ветви комплекта ремней

Н

Натяжение F₂ ведомой ветви комплекта ремней

4 Ориентировочный расчёт валов

4.1 Расчёт быстроходного вала 2-3

Рисунок 5-Эскиз входного вала 2-3

, где Т - момент на быстроходном валу, Н×м;

мм принимаем d = 35 мм; хвостовик конический (М20´1,5),

Диаметр участка вала под подшипник:

где, t - высота заплечника, мм; t = 2мм ,

мм Принимаем d_П = 40мм.

Диаметр буртика подшипника:

где, r - координата фаски подшипника, мм r = 2,5мм ,

мм Принимаем d_БП = 48мм.

4.2 Расчёт промежуточного вала 4-5

Рисунок 6-Эскиз промежуточного вала 4-5

, где Т₄₅ -момент на промежуточном валу;

Принимаем d_К = 45мм;

d_БК ³ d_К + 3×f , где f -размер фаски колеса; f = 1,6мм ,

d_БК ³ 45 + 3×1,6 ³49,8 мм Принимаем d_БК = 50мм

Принимаем d_П = 45мм.

4.3 Расчёт выходного вала 6

Рисунок 7-Эскиз выходного вала 6

, где Т-момент на выходном валу;

мм ;

,где t-высота заплечника;

мм принимаем d_П =55мм;

;

мм ; принимаем d_БП =65мм;

d_К =d_БП =65мм.

d_БК =d_К +3×f , где f– размер фаски колеса; f =2,6мм ,

d_БК =65+ 3×2,6=70мм.

5 Подбор и проверка шпонок

Подбираются шпонки призматические (ГОСТ 23360-78).

Рисунок 8-Шпоночное соединение

Таблица 4

Вал	Место установки	Диаметр d, мм	Сечение шпонки, мм		Фаска s, мм	Глубина паза, мм		Длина l, мм
			b	h		t1	t2
2-3	шкив	29.1	6	6	0.3	3.5	2.8	40
4-5	колесо зубчатое	45	14

	9	0.5	5.5	3.8	32
6	колесо зубчатое	67	20	12	0.5	7,5	4.9	50
6	полумуфта	45	14	9	.05	5,5	3.8	70

Проверка шпонок на смятие

,

где T – передаваемый вращающий момент;

d_ср – диаметр вала (средний) в месте установки шпонки;

h, b, l – линейные размеры шпонки;

t₁ – глубина паза вала.

Проверочный расчет шпонки 6Ч6Ч40 ГОСТ 23360-78, на валу 2-3.

Т.к. материал ступицы (шкив) – чугун, то допускаемое напряжение смятия [у_см]_2-3 = 80 Н/мм².

Проверочный расчет шпонки 14Ч9Ч32 ГОСТ 23360-78, на валу 4-5.

Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 4) – сталь, то допускаемое напряжение смятия

[у_см]_4-5 = 120 Н/мм².

Проверочный расчет шпонки 18Ч11Ч56 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под зубчатое колесо 6.

Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 6) – сталь, то допускаемое напряжение смятия

[у_см]_6к = 120 Н/мм².

Проверочный расчет шпонки 12Ч8Ч63 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под полумуфту.

Т.к. материал ступицы (полумуфта) – чугун, то допускаемое напряжение смятия

[у_см]_6м = 80 Н/мм².

Т.к. , то необходимо поставить две шпонки под углов 180^є, считая, что каждая шпонка передает половину нагрузки.

Проверка показала, данные шпонки можно использовать в шпоночных соединениях редуктора.

6 Выбор муфты

Исходя из условий работы данного привода, будет использоваться втулочно-пальцевая муфта (ГОСТ 20884-93). Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента

,

где k – коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, для ленточных транспортеров при нагрузке спокойной – k = 1.5 (табл. 9.3, стр. 172, /8/).

Рисунок 9-МУВП

Основные параметры МУВП

Таблица 5 .Основные параметры МУВП

Т, Н×м	d, мм	D, мм	L, мм	l, мм
1000	50	220	226	110

Проверочный расчёт муфты

Упругие элементы рассчитываются на смятие:

у_см=2×T/(z×D×d_п×l_вт)≤[ у_см],

где Т - вращающий момент;

d_п – диаметр пальца; (d_п = 22)

у_см=2×10³×1216/(8×220×22×110)=0.54≤2 МПа

7 Определение реакций опор промежуточного вала и построение эпюр

Рисунок 10-Схема редуктора

Для проверки выбираем промежуточный вал 2-3. Так как на него действует большее количество сил.

Определим реакции опор:

Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

-F_t2 ×55 + F_t5 × 125 – R_ХВ × 175 =0;

тогда Н

-F_t5 ×50 + F_t4 × 120 – R_ХА × 175 =0;

тогда Н

Проверка: SF_IX =0; R_ХА - F_t4 + F_t5 - R_ХВ = 31,7 – 1198,9 + 2766,25 – 1599 = 0.

Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

-F_r4 × 55 - F_a4 × 127,5 – F_r5 × 125 + F_a5 × 48,7 + R_УB × 175 =0;

тогда

F_r5 ×50 + F_a5 × 48,7 + F_r4 × 120 – F_a4 × 127,5 - R_УА × 175 =0;

тогда

Проверка: SF_IY =0; R_YА - F_r4- F_r5 + R_YВ = 859,5 – 442,7 – 1020,1+ 593,2 = 0.

Суммарные реакции опор:

Н

Н

Определим значения изгибающих моментов:

Плоскость XZ:

Сечение 1: 0 < X₁ <0.055м. Сечение 2: 0 < X₂ <0.70м.

M_X = R_ХА × X₁ M_X = R_ХА × (0,055 + X₁) - F_t4 × X₂

M_X(0) = 0 M_X(0) = 31,7 × 0,055 = 1,74 Н×м

M_X(0.036) = 31,7× 0.055 = 1,74 Н×м M_X(0.138) = 31,7 × 0,125 – 1198,9 × 0,7 = -79,95 Н×м

Сечение 3: 0 < X₃ <0.05м.

M_X = -R_ХВ × X₃

M_X(0) = 0

M_X(0.042) = -1599 × 0.05 = -79,95 Н×м

Плоскость УZ:

Сечение 1: 0 < У₁ <0.055м.

M_У = R_УА × У₁

M_У(0) = 0

M_У(0.036) =859,5 × 0.055 = 47,5Н×м

Сечение 2: 0 < У₂ <0.7м.

M_У = R_УА × (0,055 + У₂) – F_r4 × У₂ + F_a4 × 0,0127

M_У(0) = 859,5 × 0,055 + 442,7 × 0,0127 = 53 Н×м

M_У(0.7) = 859,5 × 0,125 – 442,7 × 0,7 + 5,6= 98,5 Н×м

Сечение 3: 0 < У₃ <0.05м.

M_У = R_УВ × У₃

M_У(0) = 0

M_У(0.05) = 593,2 × 0.05 = 29,66 Н×м

7.1 Проверочный расчет промежуточного вала

Проверочный расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]. Прочность соблюдена при S >= [S] .

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений вала.

Рисунок 12-Эскиз вала

Материал вала ─ сталь 45.

Таблица 6

Диаметр заготовки	Твердость НВ	ув МПа	ут МПа	фт МПа	у-1 МПа	ф-1 МПа	шт
<80	270	900	650	390	410	230	0,10

Сечение А - А: Концентратором напряжений является шпоночный паз.

Коэффициент запаса прочности:

S= S_у· S_ф/

S_у=у_-1D/ у_а

S_ф=ф_-1D/( ф_а+ш_фD· ф_а),

где у_а и ф_а ─ амплитуды напряжений цикла;

ш_фD ─ коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.

у_а=10³·М/W; ф_а=10³·М _к/2W_к

М=

М _к = 130 Н·м

Определим моменты инерции:

W=р·d³/32-b·h·(2d-h)²/(16d)=3.14·45³/32-14·9(2·45 -9)²/(16·45) = 8045мм³

W_к=р·d³/16-b·h·(2d-h)²/(16d)= 3.14·45³/16-14·9(2·45-9)²/(16·45) = 16987мм³

у_а=10³ ·53/8045 = 6,6 МПа

ф_а=10³ ·130/2·6987 = 9.3 МПа

Пределы выносливости вала:

у_-1D= у_-1/К_уD; ф_-1D= ф_-1/К_фD,

где К_уD и К_фD ─ коэффициенты снижения предела выносливости.

К_уD=( К_у/ К_dу+1/ К_Fу-1)/ К_V,

К_фD=( К_ф/ К_dф+1/ К_Fф-1)/ К_V,

где К_у и К_ф ─ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_dт и К_dф ─ коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_Fт и К_Fф ─ коэффициенты влияния качества поверхности;

К_V ─ коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

К_уD=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77

К_фD=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21

у_-1D= 410 / 2,77 =148 МПа; ф_-1D= 230 /2,21 = 104.1 МПа

ш_фD=ш_ф/ К_фD

ш_фD=0,1/ 2,21=0,045

S_у= 148 / 6,6 = 22,4 S_ф= 104.1 / (9.3 + 0,035 × 9.3) = 10.8

S= 22,4 · 10.8 /=15.4 > [S] = 2.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

Сечение Б-Б: Концентратором напряжений является галтель у шестерни.

Коэффициент запаса прочности:

S= S_у· S_ф/

S_у=у_-1D/ у_а

S_ф=ф_-1D/( ф_а+ш_фD· ф_а),

у_а=10³·М/W; ф_а=10³·М _к/2W_к

М=

М _к = 130 Н·м

Определим моменты инерции:

W=р·d³/32=3.14·50³/32=12267 мм³

W_к=р·d³/16=3.14·50³/16=24531 мм³

у_а=10³ · 126,8 / 12267 = 10,3 МПа

ф_а=10³ · 130 / 2 · 24531 = 2,6 МПа

Пределы выносливости вала:

у_-1D= у_-1/К_уD; ф_-1D= ф_-1/К_фD,

где К_уD и К_фD ─ коэффициенты снижения предела выносливости.

К_уD=( К_у/ К_dу+1/ К_Fу-1)/ К_V,

К_фD=( К_ф/ К_dф+1/ К_Fф-1)/ К_V,

К_уD=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77

К_фD=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21

у_-1D= 410 / 2,77 =148 МПа; ф_-1D= 230 /2,21 = 104.1 МПа

ш_фD=ш_ф/ К_фD

ш_фD=0,1/ 2,21=0,045

S_у= 148 / 10,3= 14,4 S_ф= 104.1 / (2,6 + 0,045 × 2,6) = 38,5

S= 14.4 · 38,5 /= 5,3 > [S] = 2.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

8 Проверка пригодности подшипников промежуточного вала 2 – 3

Предварительно назначаем радиальные шариковые подшипники лёгкой серии 207. Схема установки подшипников - враспор.

Для принятых подшипников находим:

C_r = 20100 H; e = 0,26; Y =1,71;X=0,56 .

Минимально необходимые для нормальной работы подшипников осевые силы:

F_aAmin = 0.83 × e × R_A = 0,83 × 0,26 × 860,08= 185,6 H

Значения осевых сил берём из расчёта зубчатых передач:

F_a4 = 204,9H; F_a5 = 450H , тогда F_A = F_a5 + F_a4 = 754,9H.

Отношение F_aА / (V × R_A) = 754,9/1× 860,08 =0,87, что больше e = 0,26. Тогда для опоры А: Х =0,56; Y = 1,71.

Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:

,

где коэффициенты V = 1, К_б = 1,2 , К_Т = 1

Н.0

Вычисляем ресурс работы подшипника:

где, С_r - базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н

Р_r - эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н

к=3 - показатель степени для шариковых подшипников;

а₁=1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);

а₂₃=0,75 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника.

n – частота вращения вала.

ч

Расчётная долговечность должна отвечать условию

,

где t_S ─ требуемый ресурс, t_S = 21600 ч.

Данное условие выполняется, следовательно, подшипники 207 пригодны.

9 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор

,

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колес

.

В двухступенчатых соосных редукторах между торцевыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние l_s между зубчатыми колесами

,

где T₃ и T₆ – ширины подшипников опор быстроходного и тихоходного валов.

Толщина стенок

.

Принимается д = 8 мм.

Толщина фланцев

.

Принимается b = 14.5 мм.

Диаметры болтов:

- фундаментальных ,

принимаются фундаментальные болты с резьбой М20;

- остальные болты ,

принимаются болты с резьбой М16.

10 Выбор смазки

При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колес погружением на подшипники попадают брызги масла, стекающего с колес, валов и стенок корпуса.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объем масляной ванны 4…6 л.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 1000 Н/мм² и скорости V до 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм²/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-Г-А-46 (табл. 11.1-11.3, стр. 200, /4/).

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью жезлового маслоуказателя.

11 Подбор посадок и допусков

Зубчатые колеса: H7/r6.

Крышки торцовых узлов на подшипниках качения: H7/h8.

Шпоночные соединения: P9/h9.

Штифт с картеров: P8/h7.

Штифт с крышкой: H8/h7.

12 Сборка и регулировка редуктора

Перед сборкой полость корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.

На входной вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.

На промежуточный вал насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.

На выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.

Валы устанавливают в корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью цилиндрических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.

На конические хвостовики входного и выходного валов закладывают шпонки и надевают муфту и шкив.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляя крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленной техническими условиями.

Заключение:

1. Согласно заданию был разработан привод - редуктор цилиндрический.

2. Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей..

3. Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.

4. Шпоночные соединения были проверены на смятие.

5. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода были определены конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

Список использованной литературы:

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие-4-е изд.,исп.- М.: Высш.щк.,1985-415 с.,ил..

2. Левитский И. Г. Расчет клиноременной передачи: Методические указания по курсовому проектированию. Хабаровск, издательство ХГТУ, 1991.

3. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. М.: Машиностроение, 1979.