Реферат Расчет и проектирование привода ленточного транспорта

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 14.2.2025

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования
«Магнитогорский государственный технический

Университет им .Г.И.Носова»

(ГОУ ВПО «МГТУ»)
Кафедра машиностроительных технологий и металлургического оборудования

(филиал МГТУ в г.Белорецк)
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
по дисциплине МЕХАНИКА
на тему: Расчет и проектирование привода ленточного транспорта.

       Исполнитель:____________________студент______курса, группа_____

       Руководитель:_________________________________________________
       Работа допущена к защите «____»__________________20___г._____________

                                                                                                           (подпись)

           Работа защищена «____»________20___г. с оценкой ____________ _______

                                                                                              (оценка)          (подпись)
Магнитогорск, 2010

Содержание Техническое задание……………………………………………………….………..…...4 Введение…………………………….……………………………………………………..5 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет…………………………....6 2. Расчет клиноременной передачи………………………………………………….9 3. Расчет зубчатых колес редуктора………………………………………………..12 4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников……………………..20 4.1 Ведущий вал…………………………………………………………………….20 4.2 Ведомый вал…………………………………………………………………….21 5. Конструктивные размеры шестерни и колеса………………………………….22 6. Конструктивные размеры корпуса редуктора…………………………………..23 7. Первый этап компоновки редуктора……………………………………………..25 8. Проверка долговечности подшипников…………………………………………26 8.1Ведущий вал……………………………………………………………………..26 8.2 Ведомый вал…………………………………………………………………….29 9. Проверка прочности шпоночных соединений…………………………………32 9.1 Ведущий вал…………………………………………………………………….32 9.2 Ведомый вал…………………………………………………………………….32 10. Уточненный расчет валов…………………………………………………………33 10.1 Ведущий вал…………………………………………………………………...33 10.2 Ведомый вал…………………………………………………………………...36 11. Вычерчивание редуктора………………………………………………………….40 12. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников……………………….40 13. Выбор сорта масла……………………………………………………………...….40 14. Список используемой литературы……………………………………………....41
					ДМ 10-03.00.00 ПЗ

Изм.	Лист	№ документа .	Подпись	Дата
Разработал		Бурлакова М.П.			Привод ленточного конвейера	Лит.	Лист	Листов
Проверил		Степанищев А.Е.				у	3	41
Т. контр.						Филиал «МГТУ» в г. Белорецк ТСБ-08
Н. контр.
Утв.

Техническое задание

Рассчитать клиноременную передачу и одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор для привода к ленточному конвейеру по следующим данным:

- тяговая сила на ленте Р=950 Н;

- скорость ленты

- диаметр барабана D_бар=320 мм;
- срок службы привода пять лет, работа в три смены.
Копия p0328

Рисунок 1- Кинематическая схема цепного конвейера:

1- электродвигатель; 2-клиноременная передача; 3- одноступенчатый цилиндрический редуктор; 4- муфта; 5- приводной барабан; 6- лента конвейерная.

Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Одноступенчатые цилиндрические редукторы.

Из редукторов рассматриваемого типа наиболее распространены горизонтальные. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже — сварными стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т. д.).

1.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
Общий КПД привода:

                                                                                                              ([1], с.5)

По таблице 1.1 [1] примем: КПД пары цилиндрических зубчатых колес ; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ; КПД клиноременной передачи ; коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана,

Мощность на валу барабана:

                                                                   ,                                                     ([1], с.7)

где    – полезная сила на ленте конвейера, ;

          - скорость ленты,   (по заданию).

.

Безымянный.bmp

Рисунок 2- Кинематическая схема привода:

А-вал электродвигателя;

В- первый вал редуктора;

С- второй вал редуктора и вал барабана.

Требуемая мощность электродвигателя:

_, ([1], с.7)

где - мощность на валу барабана;

- общий КПД привода.

Угловая скорость барабана:

                                                                  ,                                           ([1],с.7)

где - скорость ленты,(по заданию);

–диаметр барабана,

Частота вращения барабана:

                                                                  ,                                                    ([1], с.7)

где - угловая скорость барабана,;

.
По табл. П.1 ([1],с.390) по требуемой мощности Р_тр =1,9 кВт, с учетом возможности привода состоящего из цилиндрического редуктора и ременной передачи определяем частные передаточные отношения для цилиндрического редуктора (i_р=3÷6 и для ременной передачи i_р=2÷4, i_общ.=6÷24), выбирается электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 4А100 L6 УЗ, с параметрами Р_дв = 2,2 кВт и скольжением S = 5,1% (ГОСТ 19523 — 81).

Номинальная частота вращения:

n_дв = 1000 — 51 = 949 .

Угловая скорость вращения двигателя:

                                                                  ,                                                    ([1], с.7)
.
Передаточное отношение:

                                                                      ,                                                        ([1], с.8)

.

Что можно признать   приемлемым,   так   как   оно   находится между 6 и 24 (большее значение принимать не рекомендуют).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять для редуктора ([1],с.36) и= 5, для клиноременной передачи   .

Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора:

                                        ,                                                   ([1],с.7)

,                                                     ([1],с.7)

_.
Таблица 1 - Частоты вращения и угловые скорости валов:

Вал А	n_дв=949
Вал В
Вал С	n₂=n_б=107

2.
Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Р_тр = 1,9 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива n_дв = 949; передаточное отношение            i_р = 1,77; скольжение ремня 𝜺 = 0,015. По номограмме на рис. 7.3 ([1], с.134) в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁ (в нашем случае                         n₁ = n_дв = 949 ) и передаваемой мощности Р = Р_тр = 1,9 кВт принимается сечение клинового ремня А.

Вращающий момент:

                                                    ,                                                 ([1],с.120)

Диаметр меньшего шкива:

_,                                        ([1],с.120)

Конструктивно принимается d₁ = 90мм.

Диаметр большого шкива:

                                                             ,                                           ([1],с.120)

Принимается d₂ = 160 мм.

Уточняется передаточное отношение:

                                                                ,                                              ([1],с.121)

При этом угловая скорость вала В будет:

                                                                     _,                                                   ([1],с.121)

_.

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету, что менее допускаемого на ± 3 %.

Следовательно, окончательно принимаются диаметры шкивов d₁ = 90 мм и         d₂ = 160мм.

Межосевое расстояние а_р следует принять в интервале:

                                                        _,                                      ([1],с.130)

                                                                 _,                                               ([1],с.130)

Где Т₀=8 мм. Принимается предварительно близкое значение а_р = 250 мм.

Расчетная длина ремня по формуле:

                                           ,                         ([1],с.121)

Ближайшее значение по стандарту ([1], с. 131) L = 900 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины ремня L:

  ,                            ([1],с.130)

где

_;

;

а_р = 0,25∙ [(900-392) +

] = 251 мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01∙L= 0,01∙ 900 = 9 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025∙L= 0,025∙900= 22,5 мм для увеличения натяжения ремней.
Угол обхвата меньшего шкива:

_,([1],с.130)

.

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи ([1], с. 136): для привода к ленточному конвейеру при односменной работе С_р = 1,4.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня: для ремня сечения А при длине L = 900 мм коэффициент C_L = 0,87.

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ([1], с. 135): при α₁ = 164° коэффициент С_α =0,95.

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, принимается коэффициент C_z = 0,95.

Число ремней в передаче:

_,([1],с.135)

Где Р₀-мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, для ремня сечения А при длине L=1700, работе на шкиве d₁=90 мм и мощность Р₀=1,4 кВт (то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L=900 мм, учитывается коэффициент С_L).

Принимается z = 3.

Натяжение ветви клинового ремня по формуле:

_,([1],с.136)

где скорость

𝛳 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня сечения А коэффициент,_.

Тогда

Давление на валы:

                                   ,                                           ([1],с.136)

Ширина шкивов В_ш:

                                             ,                                         ([1],с.145)

_.
3. Расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираются материалы со средними механическими характеристиками по табл. 3.3 ([1],с.34): для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса — сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость — НВ 200.

Допускаемые контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов МПа.

Примем такой же, как и ранее коэффициент ширины венца 𝜓_ba=0,4.

Коэффициент К_Нβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл.3.1. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (рис.12.13), примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К_Нβ= 1,25.

Мощность на валу барабана (он же ведомый вал редуктора) Р_б=Р₂=1,71 кВт. Найдем вращающий момент на этом валу:

_,                                                      ([1],с.29)

Н∙м.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

,                                        ([1],с.32)

где   – передаточное число, _;

– крутящий момент в поперечном сечении ведущего вала,

– коэффициент нагрузки, ;

– допускаемое контактное напряжение,

;

– коэффициент ширины венца быстроходной ступени,

.

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2125-66, а_𝜔=125 мм.

Нормальный модуль:

_,([1],с.32)

мм

принимаем по ГОСТ 9563-60 =2 мм.

Принимается предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определяется числа зубьев шестерни:

,                                              ( [1] , с.37)

где - межосевое расстояние быстроходной ступени, ;

       - угол наклона зубьев, ;

       – передаточное число, ;



      принимаем

. Тогда .

Уточняем значение угла наклона зубьев:

, ([1],с.37)

где z₁ - число зубьев шестерни, z₁ = 20;

      z₂ - число зубьев колеса, z₂ = 100;

      m_n-нормальный модуль, m_n = 2 мм;



угол _.
Основные размеры шестерни и колеса
- Диаметры делительные:

,                                      ([1] , с. 37)

где - нормальный модуль зацепления быстроходной ступени , ;

       - число зубьев шестерни, ;

      - угол наклона зубьев , ;

_.

колеса:

,                                                ([1] , с. 37)

где - нормальный модуль зацепления быстроходной ступени, ;

       - число зубьев колеса, ;

      - угол наклона зубьев, _;

_.

Проверка:

Диаметры вершин зубьев шестерни:

,                                     ([1] , с. 45)

где - нормальный модуль зацепления быстроходной ступени, ;

       - делительный диаметр, ;

колеса:

   ,                                   ([1] , с. 45)

где - нормальный модуль зацепления быстроходной ступени, ;

       - делительный диаметр, _;

ширина колеса:

,                                           ([1] , с. 33)

где - межосевое расстояние быстроходной ступени, ;

       - коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию быстроходной        ступени , ;

       ширина шестерни:

,                                          ([1] , с. 33)

где - ширина колес , ;

_.

Проверка контактных напряжений

Определяется коэффициент ширины шестерни по диаметру:

,                                       ([1] , с. 33)

где - ширина шестерни, ;

       - делительный диаметр шестерни, ;

Окружная скорость колёс:

,                                     ([1] , с. 33)

где - угловая скорость ведомого вала, ;

      - делительный диаметр шестерни, ;

_.

При данной скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень    точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
_,                                          ([1] , с. 49)
где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

при , несимметричном расположении колёс и твердости НВ < 350,      (по табл. 3,5 [1] , с. 39)

– коэффициент,   учитывающий   распределение   нагрузки между косыми   зубьями, (по табл. 3,4 [1] , с. 39);

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении; для косозубых колес при , (по табл. 3,6 [1] , с. 40);

   Контактное напряжение проверяется по формуле:

,                              ([1], с. 48)

где – коэффициент нагрузки, ;

         - вращающий момент на колесе, ;

          - ширина колеса, ;

          - межосевое расстояние быстроходной ступени, ;

– передаточное число, ;

Что менее =410.

Условие прочности выполнено.

Расчёт усилий, действующих в зацеплении

Окружная:

,                                                 ([ 1] , с. 51)

Радиальная:

,                                       ([1] , с. 51)

где – окружная сила в зацеплении, ;

      - угол зацепления, _;

      - угол наклона зубьев, _;

Осевая:

,                                         ([1], с. 51)

Расчёт прочности по напряжению изгиба

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

,                                  ([1] , с. 46)

где – окружная сила в зацеплении, _;

     – коэффициент нагрузки при расчете на изгиб;

     при , несимметричном расположении колес, твердости НВ < 350;

    - коэффициент концентрации нагрузки, (по табл. 3,7 [1], с. 43);

    - коэффициент динамичности, при твердости НВ < 350, скорости

   и 8-й степени точности (по табл. 3,8 [1] , с. 43);

Таким образом_;

- коэффициент прочности зуба по местным напряжением выбирается в     зависимости от эквивалентных чисел зубьев ([1] , с. 42);

    для шестерни:

,                                                   ([1], с. 46)

              где - число зубьев шестерни, ;

      - угол наклона зубьев, ;
                                      _,

         для колеса:

,

где - число зубьев колеса, ;

      - угол наклона зубьев, ;

                                      ,

_,([1], с. 46)

_,([1], с. 47)

_{Где средние значение коэффициента торцового перекрытия}_{, степень точности}_n_=8.

Допускаемое напряжение:
   ,                                                   ([1], с. 43)

где - предел выносливости при нулевом цикле изгиба,    (по таблице 3,9 [1] , с. 44);

       S_F - коэффициент безопасности, по равенству (3,24) ([1], с. 44);
       для колеса:

       для шестерни:


Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
       для шестерни:

       для колеса:

        для шестерни отношение:

       для колеса отношение:

Дальнейшая проверка проводится для колеса, так как для него отношение    меньше.

Проверяется зуб колеса:

< ,
где - напряжение изгиба, _;

        -допускаемое напряжение изгиба, _;
65,5 < 206

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников
Предварительный расчет проводится на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

4.1 Ведущий вал.

Вращающий момент:

Допускаемое напряжение [𝜏_к] = 20 МПа. Это невысокое значение принято    с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи.

, ([1],с.161)

где Т₁ - вращающий момент в поперечном сечении вала, Т₁ = 30,4∙ 10³ H ∙ м;

[𝜏_к] - допускаемое напряжение, [𝜏_к] = 20 МПа.

Принимается из стандартного ряда значений ([1], с. 161) d_в1= 20 мм. Диаметр вала под подшипниками принимается d_п1 =25 мм.
Безымянный.bmp

Рисунок 3 – Конструкция ведущего вала

4.2 Ведомый вал

Ведомый вал рассчитываем при   _;

              Вращающий момент _;

Диаметр выходного конца вала:

,                                           ([1], с. 161)

где – крутящий момент в поперечном сечении ведомого вала,

     - допускаемое напряжение, _;



Принимается ; диаметры под подшипниками ,под зубчатым колесом .

Рисунок 4- Конструкция ведомого вала

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня:

Делительные диаметры _;

Диаметр вершин зубьев _;

Ширина шестерни _.

       Колесо:

Делительные диаметры _;

Диаметр вершин зубьев _;

Ширина колеса _.

      Шестерню изготавливаем заодно с валом.

Колесо кованое.

Диаметр и длина ступицы колеса:

,                                            ([1], с.233)

,                                        ([1], с. 233)

Принимается _.

      Толщина обода:

,                                 ([1], с. 233)

где     - нормальный модуль зацепления быстроходной ступени , ;

Принимается

Толщина диска:

                   ,                                                        ([1], с. 233)

где - ширина колеса, ;

Принимается _.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

,                                               ([1], с. 241)

где - межосевое расстояние быстроходной ступени, ;

Принимается _.

_,([1], с. 241)

Принимается _.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

       верхнего пояса корпуса:

,                                                ([1], с. 241)

где – толщина стенок корпуса, _;

      пояса крышки:

,                                             ([1], с. 241)

где – толщина стенок корпуса, _;

      нижнего пояса корпуса:

,                                           ([1], с. 241)

где – толщина стенок корпуса, _;

Принимается _.

Диаметры болтов:

       фундаментных

,                         ([1], с. 241)

где - межосевое расстояние быстроходной ступени, ;

Принимаются фундаментные болты с резьбой _.

Болтов, соединяющих крышку с корпусом у подшипника:

,                                       ([1], с. 241)

где - диаметр фундаментных болтов, _;

Принимаются болты с резьбой М16.

Болтов, соединяющих крышку с корпусом:

, ([1], с. 241)

где - диаметр фундаментных болтов, _;

Принимаем болты с резьбой М12.

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Чертеж выполняется тонкими линиями, масштаб 1:1.

Последовательность выполнения компоновки такова.

Проводится 2 вертикальные осевые линии на расстоянии, а_𝜔 = 125 мм.

Ориентировочно намечаются для валов радиальные шарикоподшипники средней серии, они подбираются по диаметрам посадочных мест:

Очерчивается внутренняя стенка корпуса:

1. Принимается зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса A₁=1,2 • 𝜹 = 1,2 • 8 = 9,6 мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

2. Принимается зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = 𝜹 = 8 мм;

3. Принимается расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = 𝜹 = 8 мм; если диаметр окружности вершин зубьев окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.
Таблица 2 – Характеристики подшипников

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	В мм	C кН	C₀ кН
305	25	62	17	22,5	11,4
308	40	90	23	41,0	22,4

Вычерчиваются зубчатые колеса в виде прямоугольников, и очерчивается внутренняя стенка корпуса.

Определяются замером расстояния и проставляются на чертеже.

Графически определяем точки : ; ; .

8. Проверка долговечности подшипников

8.1 Ведущий вал

Рисунок 5 – Расчетная схема ведущего вала

Определяем реакции опор

Из предыдущих расчетов имеем: F_t=1459 H, F_r=549 H, F_a=391 H, F_в=927Н,

l₁=55 мм, l₂=58 мм, d₁=41,6мм.

В плоскости XZ:

Проверка:

- верно

В плоскости YZ:





Проверка:

- верно

Суммарная реакция опор от сил в зацеплении:

Определяется долговечность по наиболее нагруженной опоре 2. На эту опору действует радиальная реакция

Намечаем радиальные шариковые подшипники 305 (см. приложение, табл.П3): d=25мм, D=62мм, В=17мм, С=22,5 кН, С₀=11,4кН.

Эквивалентная нагрузка:

,                                ([1], с. 211)

где - коэффициент вращения, ;

      - коэффициент радиальной нагрузки, ;

      - коэффициент безопасности, ;

      - коэффициент осевой нагрузки, _;

      - температурный коэффициент, _;

Отношение , этой величине (по табл.9.18) соответствует е≈0,22.

Отношение < e, следовательно, коэффициенты ,

( таблица 7,4 [1], с. 117; приложение П12[1], с. 342).

Расчётная долговечность в :

,                                       ([1], с. 211)

где - динамическая грузоподъёмность, _;

       - эквивалентная нагрузка, _;

Расчётная долговечность, :

,                                               ([1], с. 211)

где - расчётная долговечность, ;

       - частота вращения ведущего вала, ;

что соответствует нормативной долговечности редуктора.
8.2 Ведомый вал

Рисунок 6 – Расчетная схема ведомого вала

Определяем реакции опор

Силы, действующие в зацеплении быстроходной ступени:

F_t=1459 H, F_r=549 H, F_a=391 H, l₂=55мм, l₃=74мм, d₂=208,3мм, F_в=974,7 Н.

             В плоскости XZ:



H



Проверка:

- верно

В плоскости YZ:





Проверка:

- верно.
Суммарная реакция опор от сил в зацеплении:

Определяется долговечность по наиболее нагруженной опоре 3 на эту опору действует радиальная реакция . Шариковые радиальные подшипники 308: d=40мм, D=90 мм, В=23 мм, С=41,0 кН, С₀=22,4 кН.

Отношение эта величина соответствует е≈0,20.

Отношение < e, следовательно , _{. Поэтому}

_,([1], с. 211)

Расчётная долговечность в :

,                                                ([1], с. 211)

где - динамическая грузоподъёмность,

       - эквивалентная нагрузка,

Расчётная долговечность, :

,                                         ([1], с. 211)

где - расчётная долговечность,

       - частота вращения промежуточного вала,

Что соответствует нормативной долговечности редуктора.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78. (табл. 6,9 [1], с. 103).

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

- допускаемые напряжения смятия;

при стальной ступице   ,

при чугунной _.

9.1 Ведущий вал.

Напряжения смятия и условие прочности:

,                        ( [1], с. 310)

где - вращающий момент на ведущем валу, ;

       - диаметр ведущего вала, ;

       - высота шпонки, ;

       - глубина паза, ;

       - длина шпонки, ;

       - ширина шпонки, ;

    Прочность обеспечена.

9.2 Ведомый вал.

В месте расположения колеса необходимо поставить 2 шпонки.

Напряжения смятия и условие прочности:
,                       ( [1], с. 310)

где - вращающий момент на ведомом валу, _;

       - диаметр ведомого вала, ;

       - высота шпонки, ;

        - глубина паза, ;

        - длина шпонки, ;

       - ширина шпонки, ;

Прочность обеспечена.
10. Уточнённый расчёт валов

Принимается, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ≥ [s].

Производится расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

10.1 Ведущий вал (рис. 5.)

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение.

По табл. 3.3,[1] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_а1 = 45,6 мм) среднее значение σ_в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

,                                              ([1], с.311)

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

_,                              ([1], с.311)

Сечение А-А.

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитывается на кручение. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Крутящий момент _.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

_{Изгибающий момент в вертикальной плоскости:}

_{Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:}

Моменты сопротивления кручению:

,                         ( [1], с. 313)

где - диаметр вала под муфтой, ;

         - ширина шпоночного паза, ;

         - глубина шпоночного паза, ;

_{Момент сопротивлению изгибу:}

,                              ( [1], с. 313)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

_,                                ( [1], с. 314)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

_,                              ( [1], с. 314)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,                                      ( [1], с. 314)

где - предел выносливости,

       и - коэффициенты, , (таб. 8,8 и 8,7 [1], с. 166);

Коэффициент запаса прочности:

,                              ( [1], с. 314)

где - предел выносливости, _;

         и - коэффициенты, , _;

         - коэффициент, _;

         - амплитуда;

         - среднее напряжение цикла касательных напряжений;



Общий коэффициент запаса прочности:

,                                           ( [1], с. 314)



Прочность соблюдена.

10.2 Ведомый вал (рис. 6.)

Материал вала сталь 45 нормализованная; σ_в = 570 МПа (по табл. 3.3,[1]).

Пределы выносливости σ_-1 = 0,43

570 = 246 МПа и 𝜏_-1 = 0,58

246 = 142 МПа.

Сечение А-А.

Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (по табл. 8.5,[1]): k_σ= 1,59 и k_𝜏 =1,49; масштабные факторы 𝜺_σ = 0,85;

𝜺_𝜏= 0,73 (по табл. 8.8,[1]); коэффициенты 𝜓_σ≈ 0,15 и 𝜓_𝜏≈ 0,1(с. 163 и 166 [1]).

Крутящий момент Т₂ = 152

10³ Н∙ мм.

Изгибающий момент:

- в горизонтальной плоскости:

- в вертикальной плоскости:

_{Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:}

Моменты сопротивления сечения нетто:

,                         ( [1], с. 313)

где - диаметр вала под муфтой, ;

         - ширина шпоночного паза, ;

         - глубина шпоночного паза, ;

_{Момент сопротивлению изгибу:}

,                              ( [1], с. 313)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

_,                                                 ( [1], с. 314)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

_,                                    ( [1], с. 314)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,                                      ( [1], с. 314)

где - предел выносливости,

       и - коэффициенты, , (таб. 8,8 и 8,7 [1], с. 166);

Коэффициент запаса прочности:

,                              ( [1], с. 314)

где - предел выносливости, _;

         и - коэффициенты, , _;

         - коэффициент, _;

         - амплитуда;

         - среднее напряжение цикла касательных напряжений;


Общий коэффициент запаса прочности:

,                                           ( [1], с. 314)



Прочность соблюдена.
_{Сечение К— К}

_{Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом ([1], табл. 8.7). Принимается}_{и , ,}

_{Изгибающий момент:}

_{М4 =}_FB_l_{3 ,                                                                         ([1], с.314)}

_{М4 = 974,7∙ 74 = 72,13 ∙ 103 Н ∙ мм.}

_{Осевой момент сопротивления:}

_{,                                                   ([1], с.314)}

_{Амплитуда нормальных напряжений:}

_{,                                         ([1], с.314)}

_{Полярный момент сопротивления:}

_{,                                          ([1], с.315)}

_{Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:}

_{,                                   ([1], с.315)}

_{Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:}

_{,                                           ([1], с.315)}

_{Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:}

_{,                                        ([1], с.315)}

_{Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К – К:}

_,_([1],_с_.315)

Прочность соблюдена.

11. Вычерчивание редуктора

Вычерчиваем редуктор в двух проекциях в масштабе 1:2 на листе формата А1 (594х841мм) с основной надписью и спецификацией.

12. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице (таб.10,13 [1],с.263).

Посадка зубчатого колеса на вал

- по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала

. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 10,13.
13. Выбор сорта масла

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 определяется из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: .

По табл. 10.8,[4] устанавливается вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости

рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . По табл. 10.10,[1] принимается масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75*).

Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1 (см. табл. 9.14), периодически пополняются шприцем через пресс-масленки.

Список используемой литературы
1. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А. Чернавский, К.Н.Боков, И.М, Чернин и др.- 2-е изд., перераб. и доп. – М: Машиностроение, 1998.-416с.: ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. –Д83 Детали машин. Курсовое проектирование. Учебн. Пособие для машиностроит. спец. техникумов. – М.:Высшая школа, 1984.-336 с.: ил.

Bukvasha