Аннотация (реферат).
1. Пояснительная записка: ст., 11 табл., рис. 11 , 11 литературных источника.
2. Пояснительная записка КП по дисциплине: «Детали машин» состоит из трёх разделов.

Во введении описывается значение и основные требования, предъявляемые к создаваемой ма­шине приводу пластинчатого двухпоточного конвейера.

В первом разделе «Техническое задание» описывается: исходные данные для проектирования привода, его кинематическая схема, условия эксплуатации машинного агрегата и рассчитывается срок службы приводного устройства.

Во втором разделе «Эскизный проект» производятся следующие выборы и расчёты: выбор двигателя, кинематический расчет привода, выбор материала зубчатой передачи, определение допускаемых напряжений в зубчатых колесах. Проектный и проверочный расчеты; закрытой зубчатой передачи редуктора, открытой конической зубчатой передач и муфт. Проектный расчет валов, эскизная компоновка редуктора, определение реакций в подшипниках, построение эпюр моментов и проверочный расчет подшипников, расчет шпоночного соединения.

В третьем разделе «Технический проект» производится выбор смазочных материалов и описание системы смазки зубчатых зацеплений и подшипников, выбор посадок для зубчатых зацеплений и подшипников и краткое описание процесса сборки редуктора.

Графическая часть.
Лист 1(формат А1). Общий вид привода в двух проекциях.

Лист 2(формат А1). Общий вид редуктора в двух проекциях с разрезами.

Лист 3 (формат А1). Рабочие чертежи деталей редуктора (привода).

( вал-шестерня, тихоходный вал, зубчатое колесо, коническое зубчатое колесо)


Содержание.

Аннотация (реферат) Содержание Введение. 1.Раздел. Техническое задание. 1.1.Исходные данные. 1.2. Кинематическая схема 1.3.Условия эксплуатации машинного агрегата. 1.4.Срок службы приводного устройства. 2.Раздел. Эскизный проект. 2.1.Выбор двигателя. Кинематический расчет привода. 2.2.Выбор материала зубчатой (червячной) передачи. Определение допускаемых напряжений. 2.3.Расчет зубчатой (червячной) передачи редуктора. 2.4.Расчет открытой передачи и муфт. 2.5.Нагрузки валов редуктора. 2.6.Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора. 2.7.Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов. 2.8 Проверочный расчет подшипников. 2.9. Расчет шпоночного соединения. 3.Раздел. Технический проект. 3.1.Выбор смазочных материалов и описание системы смазки зубчатых зацеплений и подшипников. 3.2.Выбор посадок для зубчатых зацеплений и подшипников. 3.3.Краткое описание процесса сборки редуктора. Заключение. Список литературы.

Введение

Создание машин, отвечающих потребностям промышленности, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой ма­шине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование — это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование—это дальнейшая детальная разработка всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Проект — это документация, получаемая в результате проектирования и конструирования.

Правила проектирования и оформления конструкторской документации стандартизованы ГОСТ 2.103—68 устанавливает стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание, эскизный проект, технический проект, рабочая документация.

Техническое задание на проект содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкций предъявляемые к ней эксплуатационные требования, режим работы, ее основные характеристики (геометрические, силовые, кинематические и др.).

Эскизный проект (ГОСТ 2.119—73) разрабатывается обычно в нескольких (или одном) вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом, в результате которого отбирается вариант для последующей разработки.

Технический проект (ГОСТ 2.120—73) охватывает подробную конструктивную разработку всех элементов оп­тимального эскизного варианта с внесением


необходимых поправок и изменений, рекомендованных при утверждений эскизного проекта.

Рабочая документация— заключительная стадия; кон­струирования, включает создание конструкторской докумен­тации, необходимой для изготовления всех ненормализованных деталей (чертежей деталей, сборочных чертежей, специфика­ций).

В условиях учебного заведения стадии проектирования несколько упрощаются, что будет указано при по этапном выполнении работ.

Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи

мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

В проектируемых редукторах используются различные передачи.

Передачи классифицируются:

По принципу действия:

1. 
   с использованием сил трения (фрикционные, ременные).
   
2. 
   работающие в результате возникновения давления между зубьями.
   

1.Раздел. Техническое з
адание

1.1.Исходные данные

Тяговая сила одного конвейера F=5.8 кН

Скорость тяговой цепи V= 0.55 м/с

Шаг тяговой цепи р=100 мм

Допускаемое отклоне­ние скорости тяговой цепи δ=5 %

Срок службы привода L_r= 6 лет

Редуктор одноступенчатый цилиндрический.

Привод редуктора осуществляется через упругую втулочно-пальцевую муфту.

Рабочий орган звездочка конвейера.

Приводится в движение конической зубчатой передачи.

1.2 Условия эксплуатации машинного агрегата.

Определяем условия эксплуатации машинного агрегата пластинчатый двухпоточный конвейер предназначен для подачи раскаленной извести выходящей из печи в бункера.

1. 
   Место установки машинного агрегата на одном из местных предприятий.--- на улице.
   
2. 
   Срок службы --- L_r= 6 лет
   
3. 
   Коли­чество рабочих смен --- 3 смены.
   
4. 
   Продолжительность смен -- t_с = 8 часов.
   
5. 
   Характер рабочей нагрузки – с малыми нагрузками.
   
6. 
   Режим работы ---- реверсивный.
   

1.3. Срок службы приводного устройства.

Срок службы (ресурс) L_h, ч, определить по формуле

L_h = 365L_rK_r t_cL_cK_c,

где L_r—срок службы привода, 6 лет;

К_г — коэффициент годового использования,

t_г –число дней работы в году; 365 дней;

К_Г=300/365=0,82


t_c — продолжительность смены, 8 ч;

L_c — число смен 3;

К_с — ко­эффициент сменного использования,

К_с = Число часов работы в смену/ t_c;

При этом, если исходных данных недостаточно, ресурс можно определить так:

L_h = 365L_rt_cL_c.

Из полученного значения L_h следует вычесть примерно 10...25% часов (в зависимости от характера производства) на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни.
Пластинчатый двухпоточный конвейер мощностью 9 кВт, предназначенный для погрузки и разгрузки, работает в течение 6 лет. Выбрать место установки конвейера, задать характер и режим работы и определить ресурс.

1. Устанавливаем конвейер в известковом цеху для подачи раскаленной извести выходящей из печи в бункера. Работа в три смены, с малыми нагрузками, режим реверсивный, продолжительность смены t_с = 8 ч.

2. Определяем ресурс привода

L_h = 365L_rK_r t_cL_cK_c= 365×6×0,82×8×3×0,7875=34000 ч.

3. Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда

L_h =34*10³ ч.

Рабочий ресурс привода принимаем L_k= 34х10³ ч.
Вывод: Показатели расчётов сводим в таблицу № 1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата.

Таблица № 1

Место установки	Lr	Lc	tс	Lh Ч	Характер нагрузки	Режим работы
Цех	6	3	8	34х103	С малыми колебаниями	Реверсивный

Поз.	Элементы схемы	Исходные данные	Знач
1	Двигатель	Тяговая сила ленты F, кН	5,8
2	Передача коническая зубчатая	Скорость тяговой цепи v, м/с	0,55
3	Редуктор цилиндрический	Шаг тяговой цепи р, мм	100
4	Муфта упругая втулочно- пальцевая	Допускаемое отклоне­ние скорости тяговой цепи δ,%	5
5	Ведущие звездочки конвейера	Число зубьев звездочки Z	8
6	ленты конвейера	Срок службы привода Lr, лет	6

2. Раздел. Эскизный проект.

2.1.Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
.
2.1.1. Определение мощности и частоты вращения двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения — от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

1. Определить требуемую мощность рабочей машины Р_рм, кВт;

P_pм = Fv — если в исходных данных на проектирование указано значение тяговой силы F, кН, и линейной скорости v, м/с, тягового органа рабочей машины;

Р_рм = Т ω= 5.8×0.55=3.19

—если указано значение вращающего момента Т, кН × м, и угловой скорости ω, рад/с, тягового органа рабочей машины.

2. Определить общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

η = η_зп η_оп η_м η_пк η_пс;

где η_зп, η_оп, η_м, η_пк, η_пс—коэффициенты полезного действия закрытой передачи (редуктора), открытой передачи, муфты, подшипников качения (по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников) и подшипников скольжения (по схеме на приводном валу рабочей машины одна пара подшипников). Значения КПД передач и подшипников выбрать из таблицы 2.

Значения КПД механических передач (без учета потерь в подшипниках)

Таблица 2.

Тип передачи	Закрытая	Открытая
Зубчатая:
цилиндрическая	0,96...0,97	0,93...0,95
коническая	0,95...0.97	0,92...0,94
Червячная при передаточном числе и:
свыше 30	0,70...0,75	—
» 14 до 30	0,80...0,85	—
» 8 » 14	0,85...0.95	—

Продолжение таблицы 2

Тип передачи	Закрытая	Открытая
Цепная Ременная: плоским ремнем клиновыми (поликлиновым) ремнями	0,95...0,97	0,90...0,93 0,96...0.98 0,95...0,97

Примечание: 1.Ориентировочные значения КПД закрытых передач в масляной ванне приведены для колес, выполненных по 8-й степени точности, а для открытых — по 9-й; при более точном выполнении колес КПД может быть повышен на 1...1,5%; при меньшей точности — соответственно понижен.

2. Потери в подшипниках на трение оцениваются следующими коэффициентами: для одной пары подшипников качения η_пк = 0,99. ..0,995;=0.98³, для одной пары подшипников скольжения η_пс = 0,98...0,99. =0.99²,

3. Потери в муфте принимаются η_м = 0,98.

η = 0.97²×0.93²×0.98×0.98³×0.99²=0.74

4. Определить требуемую мощность двигателя Р_дв, кВт:

Р_дв = 2Р_рм/ η = 2×3.19/0.74=8.62 кВт

5. Определить номинальную мощность двигателя Р_ном, кВт. Значение номинальной мощности выбреются из справочных данных по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности Р_дв.

Р_ном ≥ Р_дв

6. Выбираем тип двигателя

Каждому значению номинальной мощности Р_ном соответ­ствует в большинстве не одно, а несколько типов двигателей с различными частотами вращения, синхронными 3000, 1500, 1000, 750 об/мин.). При этом надо учесть, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронными 750 об/мин) весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах обще


го назначения малой мощности. Электродвигатель выбираем по таблице К9 (смотри приложение).

4А Р_ном = 9 кВт; n_ном = 690 об/мин.

2.1.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя n_ном к частоте вращения приводного вала рабочей машины n_рм при номинальной нагрузке:
и= n_ном/ n_рм;

1. Определить частоту вращения приводного вала рабочей машины и_рм, об/мин:

а) для ленточных конвейеров, грузоподъемных и прочих машин:

отсюда

где v — скорость тягового органа, м/с; D — диаметр барабана, мм;

б) для цепных конвейеров:

отсюда

где v — скорость конвейера, м/с; z — число зубьев ведущей звездочки тягового органа; р — шаг тяговой цепи, мм.



2. Определить передаточное число привода для всех прием­лемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Р_ном:



3. Определить передаточные числа ступеней привода.





Определение и выбор передаточных чисел ступеней произ­вести разбивкой передаточного числа привода для всех вари­антов типа двигателя так, чтобы


где и, и_зп, и_оп — соответственно передаточные числа привода, редуктора и открытой передачи.

При этом возможны два способа разбивки передаточного числа и
:

а) оставить передаточное число редуктора и_зп постоянным, изменяя передаточное число открытой передачи:

б) оставить передаточное число открытой передачи и_оп по­стоянным, изменяя передаточные числа редуктора:

4. Определить максимальное допускаемое отклонение ча­стоты вращения приводного вала рабочей машины Δn_рм, об/мин:



где δ, %—допускаемое отклонение скорости приводного вала рабочей машины (см. технические задания). δ= 5 %.

об/мин.

5. Определить допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [n_рм], об/мин:

[n_рм]=п_рм±Δп_рм; [n_рм]= 41.25⁺_- 2.06=43.31 по max(об/мин)

6. Определить фактическое передаточное число привода и_ф:

и_ф =n_ном/ n_рм =690/43.31=15.93

7. Уточнить передаточные числа открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

и_оп = и_ф /и_зп= 15.93/3.55=4.49

при этом предпочтительнее уточнить и_оп. оставив неизмен­ным стандартное значение и_зп.


Рекомендуемые значения передаточных чисел

Закрытые зубчатые передачи (редукторы) одноступенчатые цилиндрические и конические (СТ СЭВ 221—75):

1-й ряд -2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3;

2-й ряд -2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1.

Значения 1-го ряда следует предпочитать значениям 2-го ряда.

Закрытые червячные передачи (редукторы) одноступенчатые для червяка с числом витков z_l =1; 2; 4 (ГОСТ 2144—75):

1-й ряд - 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5;

2-й ряд -11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5.

Значения 1-го ряда следует предпочитать значениям 2-го ряда.

Открытые зубчатые передачи: 3-7.

Вывод: Выбираем двигатель 4АС160S8УЗ. Мощностью P_ном = 9 кВт, n_ном = 690 об/мин; Общее передаточное число: привода U_ф=15.93,Передаточное число редуктора u_зп=3.55, Передаточное число зубчатой передачи u_оп=4.71.
2.1.3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода учитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности геля Р_ДВ и его номинальной частоты вращения n_ном при установившемся режиме.

Мощность.

Р_дв= 9 кВт

Р₁=Р_двх η_оп х η_пк=9×0.98×0.98=8.64 кВт

Р₂=Р₁х η_зп² х η_пк=8.64×0.97²×0.98=7.97 кВт

Р_рм=Р₂х η_м² х η_пк²=7.97×0.93²×0.99²=6.72 кВт

Частота вращения.

n_ном=690 об/мин

n₁=n_ном/и_м=690/1=690 об/мин

n₂=n₁ /и_зп=690/3.55=194.37 об/мин


n_рм=n₂/и_оп=194.37/4.71=41.27 об/мин

n_р.м > [n_р.м ]

43.31 > 41.27
Угловая скорость.

ω_ном=πn_ном/30=3.14×690/30 = 72.22 с^-1

ω₁=πn₁/30=3.14×690/30 = 72.22 с^-1

ω₂=πn₂/30=3.14×194.37/30 = 20.34 с^-1

ω_рм=πn_рм/30=3.14×41.27/30 = 4.31 с^-1

Вращающий момент.

Т_дв=Р_дв/ ω_ном=124.62 Н×м

Т₁=Р₁/ ω₁=119.63 Н×м

Т₂=Р₂/ ω₂=391.84 Н×м

Т_рм=Р_рм/ ω_рм=1559.16 Н×м

Вывод: Полученные расчеты сводим в таблицу.

Таблица 3
Силовые и кинематические параметры привода.

Двигатель	Быстроходный вал	Тихоходный вал	Рабочая машина
Рдв= 9 кВт nном= 690 об/мин ωном= 72.22 1/с Тдв= 124.62 Н х м	Р1=8.64 кВт n1= 690 об/мин ω1= 72.22 1/с Т1= 119.63 Н х м	Р2= 7.97 кВт n2= 194.37 об/мин ω2= 20.34 1/с Т2= 391.84 Н х м	Ррм= 6.72 кВт nрм=41.27об/мин ωрм= 4.31 1/с Трм=1559.16Нхм

2. 
   Выбор материала зубчатой передачи.
   

Определение допускаемых напряжений
.

Цилиндрическая и коническая передача
1. Выбираем материал зубчатой передачи.

а) По справочным данным [(1)стр.49 табл. 3.1] определяем марку стали: для шестерни — 40Х, твердость >45HRC_э1; для колеса — 40Х, твердость ≤ 350 НВ₂. Разность средних твердостей НВ_1ср--НВ_2ср > 70.

б) По справочным данным [(1)стр.50 табл. 3.2] определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твердость 45...50 HRC_эl, термообработка — улучшение и закалка ТВЧ, D_пред= 125 мм; для колеса твердость

269...302 НВ₂, термообработка — улучшение, S_npeд = 80 мм.

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

HRC_эlcp = (45 + 50)/2 = 47,5; HB_2cp = (269 + 302)/2 = 285,5.

находим НВ_1ср = 457.

2. Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни

[σ]_н1 и колеса [σ]_н2.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности K_HL.

Наработка за весь срок службы:

для колеса N₂ = 573ω₂L_h = 573 x 12,69 15 x 10³ = 109,1 x 10⁶ циклов,

где ω₂ — πn/(30и_зпи_оп); L_h —ресурс, ч (см. табл. 1.);

для шестерни N_x = N₂и_зп= 109,1 х 10⁶ х 3,15 = 343,6 х 10⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений N_но, соответствующее пределу выносливости, находим по справочным данным [(1)стр.51 табл. 3.3] интерполированием:

N_H0, = 69,9 х 10⁶ циклов; N_Н02 = 22,5 x 10⁶ циклов.

Так как N₁>N_но1 и N₂>N_но2, то коэффициенты долговечности К_HL1 = 1 и K_HL2=1.

б) По справочным данным [(1)стр.49 табл. 3.1] определяем допускаемое контактное напряжение [σ]_но, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_HО: для шестерни [σ ]_HO1 = I4HRC_єlcp+170=14 47.5+170 =835 Н/мм²; для колеса [σ ]_HO2 = = 1,8 х НВ_2ср + 67= 1,8 х 285.5 + 67 = 580,9 Н/мм²

в) Определяем допускаемое контактное напряжение: для шестерни


[σ]_н1 =K_HL , [σ]_H01 = 1 х 835 = 835 Н/мм²;

для колеса [σ]_н2 = K_HL2 [σ] = 1 x 580,9 = 580,9 Н/мм².

Так как HB_1ср-НВ_2ср = 457-285,5= 171,5>70 и НВ_2ср = 285,5<350 НВ, то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

[σ]_н = 0,45 ([σ ]_н1+ [σ] _Н2) = 0,45 (835 + 580,9) = 637.9 Н/мм².

При этом условие [σ]_н = 637,9 Н/мм² < 1,23 [σ ]_н2 = 1,23 х 580,9 = 714,5 Н/мм² соблюдается.

3. Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ ]_F1 и колеса [σ ]_F2.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности K_FL.

Наработка за весь срок службы: для шестерни N₁ = 109,1x10⁶ циклов, для колеса N₂ = 343,6 x 10⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу вынос­ливости, N_FO — 4 x 10⁶ для обоих колес.

Так как N₁>N_FOl и N₂>N_FO2 то коэффициенты долговечности K_FL1 = 1 и K_FL2 = 1.

б) По справочным данным [(1)стр.49 табл. 3.1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответст­вующее числу циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни [σ ]_FO1 = 310 Н/мм² в предположении, что m < 3мм; для колеса [σ ]_FO1 = 1,03 НВ_2ср= 1,03 x 285,5 = 294 Н/мм².

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни [σ ]_F1 =K_FL1 [σ ]_F01 = 1 x 310 = 310 Н/мм²;

для колеса [σ]_Н2=К_HL2[σ]=1*580,9=580,9 Н/мм²,

Так как передача реверсивная, то [σ ]_F уменьшаем на 25%:

[σ ]_F1 = 310 x 0,75 = 232,5 Н/мм²; [σ ]_F2 = 294 x 0,75 = 220,5 Н/мм².

Вывод: Полученные расчеты сводим в таблицу 4.

Таблица 4

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термооб­работка	hrcэ1ср	[σ]Н	[σ]F
		Snpeд		HB2сp	Н мм2
Шестерня Колесо	40Х 40Х	125 80	У У + ТВЧ	47.5 285,5	835 580,9	232,5 220,5

2.3.Расчет зубчатой передачи редуктора.

1. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Проектный расчет

1. 
   Определить главный параметр—межосевое расстояние а_w, мм:
   

где а) К_а — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_а = 43, для прямозубых—К_а = 49,5;

б) ψ_а=b₂/a_w ---ширины венца колеса, равный 0,28… .0,36—для шестерни, расположенной симметрично от­носительно опор в проектируемых нестандартных одноступен­чатых цилиндрических редукторах; ψ_а = 0,2...0,25—для шестер­ни, консольно расположенной относительно опор—в открытых передачах;

в)
и—передаточное число редуктора или открытой передачи; и=

г) Т₂— вращающий момент на тихоходом валу редуктора или на приводном валу рабочей машины для открытой передачи, Н-м (см. табл.2.); Т₂=

д) [σ]_н — допускаемое контактное напряжение колеса с ме­нее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²; [σ]_н=

е) К_нβ—коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_нβ=1.

Полученное значение межосевого расстояния a_w для нестан­дартных передач округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров

2. 
   Определить модуль зацепления m, мм:
   

где a) K_m—вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач K_m = 5,8, для прямозубых К_т =6,8.

б) d₂ = 2а_w u/(u+1)—делительный диаметр колеса, мм;

d₂ =2×140×3.55/(3.55+1)=218.46 мм





Рис.2.—Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи


в) b₂ = ψ_a a_w—ширина венца колеса, мм;

b₂ =0.28×140=39.2 мм

^г) [σ]_f — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²; [σ]_F=220.5Н/мм²



д). Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел: m=2.5

m, мм	1-й ряд	1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10
	2-й ряд	1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9

При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.

В силовых зубчатых передачах при твердости колес ≤350 НВ принять т≥1 мм; при твердости одного из колес ≤45HRC₃ принять т≥ 1,5 мм.

В открытых передачах расчетное значение модуля т уве­личить на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев,

3. Определить угол наклона зубьев β_min для косозубых передач:

β_min = arcsin3,5m/b₂=arcsin3.5×2.5/39.2=12.7

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают β = 8...16°, но из-за роста осевых сил F_a в зацеплении желательно получить его меньшие значения, варьируя величиной модуля m и шириной колеса b₂.

4. Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса:

для косозубых колес

z_Σ = z₁ + z₂ = 2a_wcosβ_min/m=2×140×0.97/2.5=108

Полученное значение z_Σ округлить в меньшую сторону до целого числа.

5. Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач: β = arccosz_Σm/(2a_w)= 108×2.5/2×140=15.358885

Точность вычисления угла β до пятого знака после запятой. β=15.358885

6. Определить число зубьев шестерни:

z₁=z_Σ/(1+u)=108/1+3.55=24

Значение округлить z₁ до ближайшего целого числа. Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется z₁ ≥18.

7. Определить число Зубьев колеса

z₂=z_Σ –z₁=108-24=84

8. Определить фактическое передаточное число u_ф и про­верить его отклонение Δu от заданного u:

u_ф=z₂/z₁=84/24=3.5








При невыполнении нормы отклонения передаточного числа Δu пересчитать z₁и z₂.

9. Определить фактическое межосевое расстояние:

для косозубых передач a_w = (z₁ + z₂)m/(2 cos β )=(24+84) ×2.5/2×0.97=139.2

10. 
    Определить основные геометрические параметры передачи, мм.
    

Диаметр делительный

Косозубая передача

Шестерня:
d₁=mz₁/ cos β =2.5×24/0.97=61.8 мм

Колесо: d₂=mz₂/ cos β =2.5×84/0,97=216,49 мм

Диаметр вершин зубьев

Косозубая передача

Шестерня:
d_а1= d₁+2m=61.8+2×2,5=66,8 мм

Колесо: d_а2= d₂+2m=216,49+2×2,5=221,49 мм

Диаметр впадин зубьев

Косозубая передача

Шестерня:
d_f1= d₁—2,4m=61,8-2,4×2,5=55,8 мм

Колесо: d_f2= d₂—2,4m=221,49-2,4×2,5=215,49 мм

Ширина венца

Шестерня: b₁=b₂+(2...4)мм =39,2+2,8=42 мм

Колесо: b₂ = ψ_a a_w =0,28×140=39,2 мм

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,1 мм; значение ширины зубчатых венцов округляют до целого числа по нормальным линейным размерам.

Проверочный расчет

11. Проверить межосевое расстояние:

a_w=(d₁+d₂)/2=(61,8+216,49)/2=139,145 мм

12. Проверить пригодность заготовок колес.


Условие пригодности заготовок колес: D_заг ≤D_пред; C_заг (S_заг )≤S_пред

Диаметр заготовки шестерни D_заг = d_а1 + 6 мм =66,8+6=72,8 мм

Размер заготовки колеса закрытой передачи S_заг =b₂+4мм =39,2+4=43,2

13. Проверить контактные напряжения σ_н, Н/мм²:



где а) К—вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К=376, для прямозубых K=436;

б) F_t=2T₂ x 10³/d₂—окружная сила в зацеплении, Н; F_t=2×391,84×10³/216,49=3619,93 Н

в) К_На—коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых, для косозубых колес К_На=1.

Г) K_Hv—коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи; K_Hv=1,03÷1,35.

Д) К_нβ—коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_нβ=1.

Е) [σ]_н — допускаемое контактное напряжение колеса с ме­нее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²; [σ]_н=580.9



Условие выполняется

Вывод: Данные расчётов сводим в таблицу 5.

Таблица 5

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение				Параметр				Значение
Межосевое расстояние aw	140				Угол наклона зубьев β				15,358885
Модуль зацепления т	2.5				Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2				61,8 216,49
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	42 39,2
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2		24 84		Диаметр окружности вершин: шестерни dal колеса da2				66,8 221,49
Вид зубьев		косозубые		Диаметр окружности впадин: шестерни dfl колеса df2				55, 215,49
Проверочный расчет
Параметр			Допускаемые значения			Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения σн; Н/мм2			580.9			528.68

2.4 Расчёт открытой передачи и выбор муфты
2.4.1 Расчет открытой конической зубчатой передачи.
Проектный расчет
1. Определить главный параметр — внешний делительный диаметр колеса d_e2, мм:



в)
и—передаточное число редуктора или открытой передачи; и=4.71

г) Т₂— вращающий момент на тихоходом валу редуктора или на приводном валу рабочей машины для открытой передачи, Н-м (см. табл.2.); Т_р.м=1559,16

д) [σ]_н — допускаемое контактное напряжение колеса с ме­нее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²; [σ]_н=580,9

е) К_нβ—коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_нβ=1.

в) _Н — коэффициент вида конических колес. Для прямо­зубых колес _Н = 1.



Полученное значение внешнего делительного диаметра ко­леса d_e2 для нестандартных передач округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

2. Определить углы делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂:

δ₂ = arctg
и= arctg×4.71=78,01328

δ₁ = 90° — δ ₂ =90-78,01328=11,98672

Точность вычислений до пятого знака после запятой

3. Определить внешнее конусное расстояние R_e, мм:


Значение R_e до целого числа не округлять.

3. 
   Определить ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм: b = ψ_RR_e,
   

Рис. –2. Геометрические параметры конической зубчатой передачи.
где ψ_R= 0,285 — коэффициент ширины венца.

b = ψ_RR_e=0,285×193,88=56

Значение b округлить до целого числа по ряду R_a 40.

5. Определить внешний окружной модуль m_e—для пря­мозубых колес, мм:



где a) K_Fβ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьямиК _FB) — коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес = 0,85.



Значение модуля, полученное с точностью до двух знаков после запятой, до стандартной величины не округлять. В си­ловых конических передачах принять m_e ≥ 1,5 мм, при этом в открытых передачах значение модуля m_e увеличить на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев 5,5×1,3=7,15

6. Определить число зубьев колеса z₂ и шестерни z₁:

z₂ = d_e2/m_e =380/7,15=53

z₁=z₂/u =53/4,71=11

Полученные значения z₁ и z₂ округлить в ближайшую сторону до целого числа. Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется принять для пря­мозубых колес z₁≥ 18.

7. Определить фактическое передаточное число u_ф и про­верить его отклонение Δu от заданного u :
u_ф=z₂/z₁=53/11=4,82



Условие выполняется.
8.Определить действительные углы делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂:

δ₂ = arctg
и_ф=arctg4.82=78.27918

δ₁ = 90° — δ ₂ =90-78.27918=11.72082

9. Для конических передач с разностью средних твердостей шестерни и колеса НВ_1ср-- НВ_2ср≤ 100 выбираем коэффициент смещения инструмента х_е1 для прямозубой шестерни. Коэффициенты смещения колес соответственно х_е2= — х_е1. Если НВ_1ср--НВ_2ср>100, то х₁=x₂ = 0.

Х_е=0,56

Таблица 6
Коэффициенты смещения х_е1 для шестерен конических передач

z1	хе1 при передаточном числе и
	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0
12	__	0,50	0,53	0,56	0,57
13	0,44	0,48	0,52	0,54	0,55
14	0,42	0,47	0,50	0,52	0,53
15	0,40	0,45	0,48	0,50	0,51
16	0,38	0,43	0,46	0,48	0,49
18	0,36	0,40	0,43	0,45	0,46
20	0,34	0,37	0,40	0,42	0,43
25	0,29	0,33	0,36	0,38	0,39
30	0,25	0,28	0,31	0,33	0,34
40	0,20	0,22	0,24	0,26	0,27

10. Определить внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Диаметр делительный для прямозубой передачи

Шестерня:
d_е1=m_еz₁=7,15×11=78,65 мм

Колесо: d_е2=m_еz₂=7,15×53=378,95 мм
Диаметр вершин зубьев для прямозубой передачи
Шестерня:
d_ае1= d_е1+2(1+х_е1) m_е cos δ₁=

=78,65+2(1+0,56) ×7,15×cos11,72082=100,51 мм

Колесо: d_ае2= d_е2+2(1—х_е1)m_е cos δ₂=

=378.95+2(1-0.56) ×7.15×cos78,27918=380,23 мм

Диаметр впадин зубьев для прямозубой передачи

Шестерня: d_fe1= d_e1—2(1,2—x_e1)m_ecos δ₁=

=78,65-2(1,2-0,56) ×7,15× cos11,72082=67,68мм

Колесо: d_fe2= d_e2—2(1,2+x_e1)m_ecos δ₂=

=378,95-2(1,2+0,56) ×7,15×cos78,27918=380,90мм

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,01 мм.
11. Определить средний делительный диаметр шестерни d₁ и колеса d₂, мм:





Значения d₁ и d₂ до целого числа не округлять.
Проверочный расчет

12. Проверить пригодность заготовок колес.

Условие пригодности заготовок колес: D_заг ≤D_пред; S_заг ≤ S_пред

Диаметр заготовки шестерни D_заг = d_ае1 + 6 мм =100,51+6=106,51 мм

Размер заготовки колеса закрытой передачи S_заг =8m_e =8×7,15=57,2

13. Проверить контактные напряжения σ_H, Н/мм² :



где a) F_t =2T₂ х 10³/d₂ — окружная сила в зацеплении, Н;

F_t =2×391,84×10³/331,58=2363,47 Н

б) К_На=1—коэффициент, учитывающий распределение на­грузки между зубьями прямозубых колес;
в) K_Hv—коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи; K_Hv=1,03÷1,35.

г) К_нβ—коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_нβ=1



Допускаемая недогрузка передачи (G_н < [G ]_н) не более 10% и перегрузка (G_н>[G]_H) до 5%.

Условие выполняется

Вывод: Данные расчётов сводим в таблицу 7.

Таблица 7


Параметры зубчатой конической передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Внешнее конусное рас­стояние Re	193,88	Внешний делительный диаметр: шестерни del колеса de2	78,65 378,95
Внешний окружной мо­дуль me	7,15
Ширина зубчатого вен­ца b	56	Внешний диаметр окружности вершин: шестерни dael колеса dae2	100,51 380,23
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	11 53
		Внешний диаметр окружности впадин: шестерни dfel колеса dfe2	67,68 380,90
Вид зубьев	Прямозубая
Угол делительного ко­нуса: шестерни δ1 колеса δ2	11,98672 78,01328	Средний делительный диаметр: шестерни dl колеса d2	68,818 331,58

Проверочный расчет

Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения GH Н/мм2	835	16,75

2.4.2. Определение расчетного момента и выбор муфт.

В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы [(1) стр. 400 табл. К21, К23] смотри приложение.

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применены цепные муфты и муфты с шарообразной оболочкой.


Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать зна­чительную несоосность валов. Кроме того, к ним не предъявляются требования малого момента инерции [(1) стр. 406 табл. К25, К26] смотри приложение.

1. 
   Определение расчетного момента и выбор муфты.
   

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальные вращающий момент Т. Н×м, установленный стандартом [(1) стр. 400 табл. К21, К26] смотри приложение. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Т_р, который

Т_р=К_р Т₁ ≤ Т

Где К_р—коэффициент режима нагрузки, [(1) стр. 237 табл. 10.26]

Т₂—вращающий момент на валу, Н×м.

Таблица 8.
Значения коэффициента режима нагрузки

Тип машины	Кр
Конвейеры ленточные Конвейеры винтовые, цепные, скребковые Краны, лебедки, элеваторы	1,23... 1,50 1.5...2.0 2,0...3,0

Исходя из справочных данных [1.стр.406 табл.К25] принимаем муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21424-75

Муфты выбираются по большому диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Т_р, который должен быть в пределах номинального:

Т_р=К_р Т₁ ≤ Т

Где К_р—коэффициент режима нагрузки, К_р=1,25….3, принимаем К_р=1,5.

Т₁—вращающий момент на валу, Т₁=119,63 Н×м.

Т_р=2×119,63=239,26 Н×м

Вывод: для привода рабочего органа пластинчатого двухпоточного конвейера принимаем муфту упругую втулочно-пальцевая 250-32-I. 1-40-II. 2-У3 ГОСТ 21424-75 с номинальным вращающим моментом Т=250 Н×м.

Рис 3 Муфта упругая втулочно-пальцевая .

2.5 Нагрузка валов редукторов

0. 
   Определение сил зацепления закрытых передач
   

Редукторные валы испытывают два вида деформации—изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба вала вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытый передач и муфт.

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба β = 8... 16°, кониче­ские редукторы с круговым зубом —β = 35°, червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка

2 α = 40˚. Угол зацепления принят α = 20°.

Цилиндрическая косозубая передача

Окружная сила зацепления:

на шестерни F_t1=F_t2

на колесе

Радиальная сила зацепления:

на шестерни F_r1=F_r2


на колесе

Осевая сила зацепления:

на шестерни F_а1=F_а2

на колесе
2.5.2 Определение консольных сил

В проектируемых приводах конструируются открытые зуб­чатые цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями, а также ременные и цепные передачи, определяющие консольную нагрузку на выходные концы валов. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющи­ми двигатель с редуктором или редуктор с рабочей маши­ной.
Муфта

На быстроходном валу




Схема сил в зацеплении косозубой передачи


2.6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.

ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

1. Выбор материала валов

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные марки стали 45, 40Х.

2. Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и пе­ременность напряжений во времени (циклы напряжений). По­этому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [τ]_к= 10...20 Н/мм².

[τ]_к=10 Н/мм² для быстроходных валов.

[τ ]_к=20 Н/мм² для тихоходных валов.

3. Определение геометрических параметров ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилинд­рическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: диаметр и длину.

4. Предварительный выбор подшипников качения

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Цилиндрическая прямозубая и косозубая передача

Быстроходный вал

1-я ступень под элемент открытой передачи или полумуфту.

Диаметр

Длина


Под полумуфту:

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Диаметр 45 мм

Длина

3-я ступень под шестерню, зубчатое колесо.

Диаметр

Длина l₃—определяется графически, l₃=80 мм

4-я ступень под подшипник.

Диаметр d₄=d₂=65 мм

Длина l₄=B –ширина шарикового подшипника, В=l₄=313

Тихоходный вал

1-я ступень под элемент открытой передачи или полумуфту.

Диаметр

Длина

Под полумуфту:

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Диаметр 50 мм

Длина _65мм

3-я ступень под шестерню, зубчатое колесо.

Диаметр

Длина l₃—определяется графически, l₃=80 мм

4-я ступень под подшипник.

Диаметр d₄=d₂=50 мм

Длина l₄=B –ширина шарикового подшипника, В=l₄=313

5-я ступень под распорную втулку.

Диаметр

Длина l₅—определяется графически, l₅=35 мм


Рис. Типовые конструкции валов одноступенчатых редукторов: б— быстроходный — цилиндрического; г — тихоходный (l^*₃ — в коническом редукторе)



2.7.Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов.

2.7.1 Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала.

Исходные данные:

F_t1= 3585 H

F_r1=1330 H

F_a1=481.9 H

F_M=1367 H

d₁= 40 мм= 0.040м

X= 61 мм =0.061 м

Y=169 мм=0,169 м

Решение

1. Вертикальная плоскость (YZ)

а) определение опорных реакций

ΣF_y=--R_Ay + F_r1—R_By=0
ΣM_Ay=F_r1 X+F_a1d₁/2—R_By2X=0


ΣM_By= R_Ay2X-- F_r1 X+F_a1d₁/2=0


Из ΣM_By определяем R_Ay



Из ΣM_Аy определяем R_Вy



Проверка ΣF_y= 0

б) Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х.

М_х1=0; М_х2^лев=R_AyX= 586 Н ; М_х2^пр= R_ВyX= 744 Н ; М_х3=0; М_х4=0.

2. Горизонтальная плоскость (XZ)

а) определение опорных реакций

ΣF_х=--R_Aх + F_t1—R_Bx--F_оп=0
ΣM_Aх=--F_t1 X+F_оп(2Х+Y)+R_Bx2X=0
ΣM_Bx= --R_Ax2X+ F_t1 X+F_опY=0



Из ΣM_Bx определяем R_Ax



Из ΣM_Ax определяем R_Bx



Проверка ΣF_x= 0

б) Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y.

М_y1=0; М_y2^лев=R_AxX= 3686Н ; М_y2^пр= --R_ВxX—F_оп(X+Y)= -1561,5 ;

М_y3=F_опY= 0 ; М_y4=0.

в) Строим эпюры крутящих моментов.



4. Определяем суммарные радиальные реакции.





5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.





6. Составляем схему нагружения подшипников.

Вывод: R_A= 3732,3 H; R_B= 1729 H; M₂=1667 H x м; M₃=0 H x м.




2.7.2 Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала.

Исходные данные:

F_t2=94044 H

F_r2=-1851,9H

F_a2= -2810,03H

F_oп=5800 H

d₂=50 мм=0,050 м

X=61 мм=0,061 м

Y= 169 мм=0,169 м


Решение

1. Вертикальная плоскость (YZ)

а) определение опорных реакций

ΣF_y=R_Сy -- F_r2+R_Dy=0
ΣM_Cy=--F_r2 X--F_a2d₂/2+R_Dy2X=0
ΣM_Dy= --R_Cy2X+ F_r2 X--F_a2d₂/2=0


Из ΣM_Dy определяем R_Cy



Из ΣM_Cy определяем R_Dy



Проверка ΣF_y= 0

б) Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х.

М_х1=0; М_х2=0; М_х3^лев=R_CyX=-350,08 ; М_х3^пр= R_DyX= -1501,7 ; М_х4=0.

2. Горизонтальная плоскость (XZ)

а) определение опорных реакций

ΣF_х=R_Cх + F_t2+R_Dx—F_M=0
ΣM_Dх=--F_t2 X--F_M(2Х+Y)+R_Cx2X=0
ΣM_Cx= --R_Dx2X+ F_t2 X—F_MY=0



Из ΣM_Dx определяем R_Cx



Из ΣM_Cx определяем R_Dx



Проверка ΣF_x= 0

б) Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y.

М_y1=0; М_y2=--FопY=980,2 ;

М_y3^лев=R_CxX—F_M(X+Y)= -568,41Н ; М_y3^пр=--R_DxX= 4702,2 Н ; М_y4=0.

в) Строим эпюры крутящих моментов.



4. Определяем суммарные радиальные реакции.





5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.





6. Составляем схему нагружения подшипников.

Вывод: R_C=5693 H; R_D= 4936H; M₂= 980,2 H x м; M₃=4715,2 H x м.



Рис. Пример расчетной схемы тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора.




2.8 Проверочный расчет подшипников.
2.8.1 Определение пригодности конических роликовых подшипников
Исходные данные:

Подшипник 7309

Режим работы: умеренный

Угловая скорость вала ω= 20,34 1/с

F_a= 481,9 H—осевая сила в зацеплении;

Реакции в подшипниках:

R₁= 995 H

R₂= 1550 H

Характеристика подшипника:

С_г = 76100 Н, C_0r=59300 H –статическая грузоподъемность;

К_б=1…2—коэффициент безопасности, принимаем К_б=1.2;

К_τ=1—температурный коэффициент;

V=1—коэффициент вращения;

Х=0,4—коэффициент радиальной нагрузки;

е=0.28—коэффициент осевого нагружения;

Y=2.16—коэффициент осевой нагрузки;

Требуемая долговечность подшипника L_h = 25687 часов

Решение

1. Определяем осевые составляющие радиальных реакций:
R_s1=0.83eR_r1=0.83x0.28x995=231 Н

R_s2=0.83eR_r2=0.83x0.28 *360 Н

2. Определяем осевые нагрузки подшипников, так как R_s1 < R_s2 и F_a> (R_s2—R_s1), то

R_a1=R_s1=231 Н

R_a2=R_s2+F_a=841,9 Н

3. Определяем соотношение:




4. По соотношению и выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

R_E1=VR_r1K_б К_τ=1194 Н

R_E2 = (XVR_r2-
+ YR_a2)K₆K_τ = 2926 Н.

5. Определяем динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:



6. Определяем долговечность подшипника



Вывод: для вала принимаем 2 роликовых конических подшипника

Рис. Подшипник роликовый конический.

Расчеты сводим в таблицу 9.

Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

Таблица 9

Вал	Подшипник		Размеры d×D×Т, мм	Динамическая грузо­подъемность, кН		Долговечность, ч
	принят предвари­тельно	выбран оконча­тельно
				Сrp	Сr	L10h	Lh
Быстроходный Тихоходный	7309 7309	7309 7309	45×100×27,5 45×100×27,5	26598 26598	76100 76100	1493960 1493960 1493960	25687 25687

2.9 Расчет шпоночного соединения
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала—под колесом и элементом открытой передачи или полумуфты и одна шпонка на быстроходном валу—под полумуфтой или элементом открытой передачи.

Условие прочности через окружную силу [(1) стр.251]



где F _t— окружная сила на шестерне или колесе, Н (см. п.2.5)

G_CM = (0,94h—t₁)×l_р — площадь смятия, мм²

l_p = l—b — рабочая длина шпонки со скругленными торца, мм

l—полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке);

b, h, t—стандартные размеры [(1) табл. К42 стр.251] смотри приложение.

[G_см]—допускаемое напряжение на смятие, Н/мм².

При стальной ступице и спокойной нагрузке [G_см]= 110... 190 Н/мм²; при колебаниях нагрузки [G_см] следует снижать на 20...25%, при ударной нагрузке — снижать на 40...50%; при чугунной ступице приведенные значения [G_см] снижать вдвое.

Если при проверке шпонки G_см окажется значительно ниже [G_см] то можно взять шпонку меньшего сечения как для вала предыдущего диапазона, но обязательно проверить ее на смятие.

Условие прочности через передаваемый момент [(2) стр.159]



где Т — передаваемый момент, Н × мм;

d — диаметр вала, мм;

l_p — расчетная длина шпонки, мм; при скругленных торцах шпонки l_p = l—b

при плоских торцах lр = l;

Проверяем прочность шпоночного соединения под ведомым шкивом ременной передачи.

Для выходного конца ведущего вала по номинальному диаметру конической части d = 40 мм (см. п.2.6)

принимаем шпонку b =10 мм, h = 8 мм, t₁= 5 мм, l = 70 мм. [(1) табл. К42 стр.251] смотри приложение.

Выбранную шпонку проверяем на смятие по формуле:



где Т — передаваемый момент, Н × мм;(см. п.2.1.3)

d — диаметр вала, мм;

l_p — расчетная длина шпонки, мм; при скругленных торцах шпонки l_p = l—b

при плоских торцах lр = l;

l_p = 70—10=60 мм,

[G_см] =60 Н/мм² — допускаемое напряжение смятия при спокойной нагрузке для ступицы из чугуна

(условие выполняется)

Вывод: для ведущего вала с номинальным диаметром конической части d = 40 мм под ведомым шкивом ременной передачи принимаем:


Шпонка 10 × 8 × 70 ГОСТ 23360-78

Примечание: Расчет шпоночного соединения производится для двух соединений, одно на быстроходном валу (соединение вал—шкив или вал—полумуфта), второе на тихоходном валу (соединение вал—колесо или вал—звездочка).

Соединение шпоночное с призматической шпонкой

3.Раздел. Технический проект

3.1.Выбор смазочных материалов и описание системы смазки

зубчатых зацеплений и подшипников

Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффици­ента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Смазывание зубчатого (червячного) зацепления.

а) Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применя­ют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с; для червячных передач с цилиндрическим червяком смазывание окунанием допустимо до скорости скольжения 10 м/с.

Для открытых зубчатых передач, работающих при окру­жных скоростях до 4 м/с, обычно применяют периодическое смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками, которые наносят на зубья через определенные промежут­ки времени. В некоторых случаях применяют капельное смазывание из корыта

(при v=1,5 м/с), наполненного вязким маслом и расположенного под зубчатым колесом.



где v — скорость зубчатого колеса, м/с; d₂ — диаметр зубчатого колеса, мм;

n₂— частота вращения зубчатого колеса, об/мин.

Принимаем для смазки редукторов общего назначения непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

б) Выбор сорта масла. Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях σ_н и фактической окружной скорости колес v. Сорт масла выбирается по таблице 10.

Рекомендуемые сорта смазочных масел для передач (ГОСТ 17479.4—87)

Таблица 10.

Передача	Контактные напряжения σн, Н/мм2	Окружная скорость зубчатых передач v, м/с Скорость скольжения червячных передач vs, м/с
		до 2	св. 2 до 5	св. 5
Зубчатая	До 600 Св. 600 до 1000 Св. 1000	И-Г-А-68 И-Г-С-100 И-Г-С-150	И-Г-А-46 И-Г-С-68 И-Г-С-100	И-Г-А-32 И-Г-С-46 И-Г-С-68
Червячная	До 200 Св. 200 до 250 Св. 250	И-Т-Д-220 И-Т-Д-460 И-Т-Д-680	И-Т-Д-100 И-Т-Д-220 И-Т-Д-460	И-Т-Д-68 И-Т-Д-100 И-Т-Д-220

Примечание: Обозначение индустриальных масел состоит из четырех знаков, каждый из которых показывает: И — индустриальное; второй — принад­лежность к группе по назначению (Г — для гидравлических систем, Т — для тяжело нагруженных узлов); третий—принадлежность к подгруппе по эксплуатационным свойствам (А — масло без присадок, С — масло с антиокис­лительными, антикоррозионными и противоизносными присадками, Д — масло с антиокислительными, антикоррозионными, противоизносными и проти-возадирными присадками); четвертый (число) — класс кинематической вязкости:

Класс вязкости	32	46	68	100	150	220	460	680
Кинематичес­кая вязкость при 40°С, мм2/с (сСт)	29...35	41…51	61…75	90… 100	135... 165	198… 242	414... 506	612… 748

в) Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0,4...0,8 л

масла на 1 кВт передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов.

г) Определение уровня масла.

В цилиндрических редукторах: при окунании в масляную ванну колеса

m≤ h_м ≤0,25 d₂

где т — модуль зацепления; при нижнем рас­положении шестерни

h_м = (0,1 ...0,5)d₁

при этом h_min = 2,2m — аналогично уровню масла при нижнем расположении червяка. Желательно, чтобы уровень масла проходил через центр нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика).

д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями.

Наибольшее распространение имеют жезловые маслоуказатели, так как они удобны для осмотра; конструкция их проста и достаточно надежна.

Круглые маслоуказатели удобны для корпусов, расположенных достаточно высоко над уровнем пола. В них через нижнее отверстие в стенке корпуса масло проходит в полость маслоуказателя; через верхнее отверстие маслоуказатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора.

Трубчатый маслоуказатель из оргстекла удобен для обзор но хуже всего защищен от повреждений.

Крановые маслоуказатели ставят попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. О наличии масла при данном уровне свидетельствует вытекание его при открытии крана.

е) Слив масла. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течение времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтом масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или коничес­кой резьбой.

ж) Отдушины. При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию


масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.

Смазывание подшипников.

В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы. При выборе вида смазоч­ного материала следует учитывать скорость вращения, тем­пературу узла и способ отвода теплоты от подшипников, способ подачи смазочного материала, конструкцию уплотнений и вид смазочного материала в сопряженных узлах.

а) Смазывание жидкими материалами. При смазывании зубчатых и червячных колес окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Надежное смазывание разбрызгиванием воз­можно при окружных скоростях v>3 м/с. Для свободного проникновения масла полость подшипника должна быть от­крыта внутрь корпуса.

Если при нижнем расположении быстроходных валов цилин­дрических и червячных редукторов необходимо защитить подшипники от излишнего количества масла, то применяют внутренние уплотнения. Для смазывания подшипника вала конической шестерни, удаленного от масляной ванны, на фланце корпуса в полости разъема делают канавки.

При верхнем расположении вала-червяка или вала-шестерни цилиндрического редуктора применяют ряд специальных кон­струкций для смазывания подшипников.

При малых скоростях, когда разбрызгивание масла недо­статочно для смазывания подшипников, его можно собирать с торцов зубчатых (червячных) колес, используя для этого скребки. Установка сборников и скребков масла в проектируемых редукторах должна обеспечить смазывание подшипников при любом направлении вращения.

б) Смазывание пластичными материалами. Применяется при окружных скоростях v<2 м/с. Полость подшипника, смазываемого пластичным материалом, должна быть закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением. Размеры внутренней полости корпуса под пластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны подшипника примерно ¹/₄ его ширины. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте. Наиболее распространенные для подшипников качения — пластичные смазки типа солидол жировой (ГОСТ 1033—79), консталин жировой УТ-1 (ГОСТ 1957—73).
3.2.Выбор посадок для зубчатых зацеплений и подшипников

Посадки основных соединений деталей редуктора представлены в таблице №5.[(13).стр. 27.табл.1] смотри приложение №3

Посадки основных деталей.

Таблица №5.

Посадочные места	Посадка ГОСТ 25347-82
Зубчатое колесо на валу Распорная втулка на валу Подшипник на валу Наружная обойма подшипника в корпусе редуктора Полумуфта на валу Шкив на валу	отклонение подшипника H7

Расчетные формулы для определения посадки.

D—номинальный размер отверстия, мм

d—номинальный размер вала, мм


d=D

ES—верхнее отклонение отверстия, мм

EI—нижнее отклонение отверстия, мм

es—верхнее отклонение вала, мм

ei—нижнее отклонение вала, мм

D_нб=D+ES—наибольший предельный размер отверстия, мм

D_нм=D+EI—наименьший предельный размер отверстия, мм

d_нб=d+es—наибольший предельный размер вала, мм

d_нм=d+ei—наименьший предельный размер вала, мм

IT_отв=ES-EI—допуск отверстия, мм

IT_вал=es-ei—допуск вала, мм

Посадка с натягом N_нб>0; N_нм>0

N_нб=d_нб-D_нм= es-EI—наибольший натяг, мм

N_нм=d_нм-D_нб =ei-ES—наименьший натяг, мм

Проверка: N_нб – Nнм= IT_отв + IT_вал

Посадка с зазором S_нб>0; S_нм>0

S_нб= D_нб- d_нм = ES-ei— наибольший зазор, мм

S_нм= D_нм -d_нб = EI- es— наименьший зазор, мм

Проверка: S_нб – Sнм= IT_отв + IT_вал

Определяем посадку колесо зубчатое на быстроходном валу

[(13).стр. 27.табл.1]

Посадка Øмм в системе отверстия. Эта посадка обеспечивает хорошую центровку и требует дополнительного крепления распорными втулками.

Øмм
Отверстие	Вал
Ø40 Н7мм D=40 мм—номинальный размер ES=0,030 мм—верхнее отклонение EI=0—нижнее отклонение Dнб=D+ES=40+0.030=40.030мм Dнм=D+EI=40+0=40мм ITотв=ES-EI=0.030-0=0.030мм	Ø40 р6 мм d=40 мм—номинальный размер es=0,051 мм—верхнее отклонение ei=0,032 мм—нижнее отклонение dнб=d+es=40+0.051=40.051мм dнм=d+ei=40+0.032=40.032мм ITвал=es-ei=0.051-0.032=0.019мм
Nнб=dнб-Dнм=40.051-40=0,051мм Nнм=dнм-Dнб=40.032-40.030=0.002мм Nнб>0; Nнм>0-посадка в натяг Проверка: Nнб – Nнм= ITотв + ITвал 0,051-0.002=0,03+0,019 0,49=0,49 (верно)
Рис. 8—Схема полей допусков посадки.
Вывод: посадка Ø45 с натягом Nнб=0,051мм, Nнм=0.002мм.

Примечание: Расчет посадки соединения производится для быстроходного вала (соединение вал—шкив, вал—полумуфта, вал—подшипник ),


Определяем посадку зубчатого конического колеса на тихоходном валу

[(13).стр. 27.табл.1]

Øмм
Отверстие	Вал
Ø45 Н7мм D=45 мм—номинальный размер ES=0,030 мм—верхнее отклонение EI=0—нижнее отклонение Dнб=D+ES=45+0.030=40.030мм Dнм=D+EI=45+0=40мм ITотв=ES-EI=0.030-0=0.030мм	Ø40 р6 мм d=45 мм—номинальный размер es=0,051 мм—верхнее отклонение ei=0,032 мм—нижнее отклонение dнб=d+es=45+0.051=40.051мм dнм=d+ei=45+0.032=40.032мм ITвал=es-ei=0.051-0.032=0.019мм
Nнб=dнб-Dнм=45.051-40=0,051мм Nнм=dнм-Dнб=45.032-40.030=0.002мм Nнб>0; Nнм>0-посадка в натяг Проверка: Nнб – Nнм= ITотв + ITвал 0,051-0.002=0,03+0,019 0,49=0,49 (верно)
Рис. 8—Схема полей допусков посадки.
Вывод: посадка Ø45 с натягом Nнб=0,051мм, Nнм=0.002мм.

Посадка Øмм в системе отверстия. Эта посадка обеспечивает хорошую центровку и требует дополнительного крепления распорными втулками.

Примечание: Расчет посадки соединения производится для тихоходного вала (соединение вал—колесо или вал—звездочка, вал—подшипник).


3.3.Краткое описание процесса сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная со сборочных единиц валов.

На вал шестерню напрессовывается радиальные подшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80—100⁰С.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, затем надевают распорные втулки, подшипники, напрессовывают так же как и на ведущем валу.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком.

Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу. Надевают крышки подшипников с герметиком и затягивают крепеж.

Проверяют проворачиванием валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки ). На конец ведущего вала со шпонкой напрессовывают шкив ременной передачи. На конец ведомого вала со шпонкой напрессовывают полумуфту. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой, а также контрольные пробки min и max .Заливают в корпус масло и закрывают отверстия отдушником.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями (ТУ). После испытания отдают в эксплуатацию.

Заключение
В ходе курсового проекта по дисциплине «Детали машин» был спроектирован одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубой зубчатой передачей для привода ленточной сушилки. Привод осуществляется трехфазным асинхронным электродвигателем типа мощностью Р_ном=8,64 кВт n_ном=960 об/мин, приводящий в движение редуктор через упругую втулочно-пальцевую муфту.Передаточное число конической передачи u_оп= , редуктор u_р= , а общее передаточное число u= .

Рабочий ролик конвейера приводятся во вращение от редуктора через муфту 500-40-11х40-1.2-У3 ГОСТ 20884-82. Опорами ведущего вала являются радиальные подшипники 7306 и ведомого подшипник 7306. В редуктор для смазки заливается масло И-Г-А-68ГОСТ 17479.4-87 в количестве 2 литра.

Спроектированный редуктор соответствует всем нормам и техническим требованиям, предъявляемых к редукторам общего назначения. Он является простым по конструкции, ремонтопригодным и надежным в эксплуатации.


Список литературы
1. А.Е.Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов – Москва: Высшая школа 1991-432 с: ил К.Н.Боков, Г.М Цикович,

2. В.А Киселев. Курсовое проектирование деталей машин; Москва. МАШГИЗ 1956-440: ил

3. А.Е.Левенсон. Основы технической механики. Контрольные задания с методическими указаниями. Москва: Высшая школа. 1986-111: ил

4. С.Л.Посацький Опір матеріалів –Львів: Вид-во ЛДУ, 1963-360 с

5. В.Г.Піскунов, В.С. Сепітов, В.Д.Шевченко, Ю.М.Федоренко. Опір матеріалів с основами теорії пружності й пластичності; У24, 5 кн-4.1 кн. 3. Опір дво – і тривимірних тіл: Київ: Вища школа, 1995-271 с: іл

6. Цурпал И.А.Краткий курс сопротивления материалов,. – Киъв: Вища школа, Головне із-во 1989-311

7. Л.П.Портаев, П.Л.Петраков. Техническая механика – Москва; Высшая школа, 1987-320 с: ил

8. Н.С.Улитин Сопротивления материалов – Москва: Высшая школа, 1975-128с

9. Е.М.Никитин. Теоретическая механика: Москва, Наука. 1972-432

10. М.С.Можаровський. Теорія пружності, пластичності і повзучості: Київ. Вища школа, 2002-308с.іл

11. В.Г.Піскунов; Ю.М.Федоренко. Опір матеріалів з основами теорії пружності й пластичності: У24, 5 кн – 4.1 кн 2 Опір бруса: Київ: Вища школа 1994 – 335 с; іл

12. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирова­ние: Учеб. пособие/Д. В. Чернилевский.— 2-е изд., перераб; и дол,— К.: Выща шк. Головное изд-во, 1987.—328 с.

13. Зимин B.C., Ройтенберг Б. Н. Сборник задач по допускам и техническим измерениям: Учеб. пособие для СПТУ. — 3-е изд., доп. — М.: Высш. шк., 1988. — 160 с.: