Проект привода ленточного конвейера скачать бесплатно на Диплом IQ

/>/>/>Введение
Согласно заданиютребуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий изэлектродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрическогозубчатого редуктора.
Требуется выбратьэлектродвигатель, рассчитать зубчатые передачи, спроектировать и проверитьпригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора,разработать рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, крышекподшипников, шкива.
Электродвигательвыбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передачарассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев,проверяется на статическую прочность. Параметры ременной передачи принимаютсяпо результатам расчета на тяговую способность. Валы проектируются из условиястатической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость покоэффициенту запаса прочности.
Шпоночные соединенияпроверяются на смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметрасоответствующего участка вала. Типовой размер муфты определяется исходя изпередаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.
Форма и размеры деталейредуктора и плиты привода определяются конструктивными и технологическимисоображениями, а также выбором материалов и заготовок.
При расчёте ипроектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичнуюконструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материаловдля деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач,использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталейпри проектировании привода.
1 Кинематическийрасчет привода
1.1 Схема привода
/>
Рисунок 1-Схемапривода
Привод состоит изэлектродвигателя, клиноременной передачи и 2-х ступенчатого циллиндрическогоредуктора. Движение от электродвигателя через клиноременную передачу 1-2 передаетсяна входной вал редуктора 2-3. Через косозубую цилиндрическую передачу 3-4передается движение на промежуточный вал 4-5 и далее через косозубуюцилиндрическую передачу 5-6 на выходной вал редуктора – 6, который упругоймуфтой соединен с валом барабана транспортера.

1.2 Выборэлектродвигателя
1.2.1 Требуемаямощность электродвигателя
Рэд = Рвых/ hобщ ,
где Рвых — общая мощность на выходе, кВт.
hобщ — общий КПД привода;
hобщ= h12×h34×h56×h4п×hм где,
h12 — КПД ременной передачи 1-2;
h34 — КПД косозубой цилиндрическойпередачи 3-4;
h56 — КПД косозубой цилиндрическойпередачи 5-6;
hп — КПД пар подшипников;
hм — КПД муфты
hобщ = 0,95 ×0,97×0,97 ×0.994 ×0,98= 0,841
Рвых = Ft × V, где Ft — окружное усилие на барабане, кН ;
V — скорость ленты конвейера, м/с;
Рвых = 8700∙0,45= 3915Вт = 3,9 кВт;
Рэд = />,

1.2.2 Требуемаячастота вращения

nэ.тр = nвых×i12×i34 × i56
где, i12 -передаточное отношение передачи 1-2
i34 — передаточное отношение передачи3-4
i56 — передаточное отношение передачи 5- 6
nвых — требуемая частота вращения навыходе привода
nвых = />,
где Dб — диаметр барабана, мм
nвых = /> об/мин
nэ.тр= 1000 об/мин
1.2.3 Выборэлектродвигателя
выбираетсяэлектродвигатель 132S6.
Параметры: P = 5,5 кВт, nэд = 960 мин-1.
/>
Рисунок 2-Электродвигатель132S6.
1.3 Уточнениепередаточных чисел
Общее передаточное число
/>

/>
/>,
где Uред – передаточное число редуктора;
U12 – передаточное число ременнойпередачи (U12 =3).
/>
/>
/>
1.4 Кинематический исиловой 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 вращениявалов привода
/>,
/>,
/>,
/>.
/>
/>
/>
/>
1.4.3 Угловые скоростивращения валов
/>,
/>,
/>,
/>,
/>
/>
/>
/>

1.4.4 Крутящие моментына валах
/>,
/>,
/>,
/>,
/>
/>
/>
/>

2 Расчет зубчатыхпередач

/>
Рисунок 3-Схемазубчатой передачи

2.1 Критерииработоспособности и расчета
Критериямиработоспособности зубчатой косозубой цилиндрической передачи являются:
1. износ;
2. усталостноевыкрашивание;
3. усталостныеполомки зубьев;
4. статическиеполомки.
Расчет на прочностьведется от определения допускаемых контактных напряжений и определениядопускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.
уН
уF

2.2 Выбор материалазубчатых колес

Таблица 2Выбор 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 допускаемыхнапряжений
2.4.1 Допускаемыеконтактные напряжения
В соответствии с ГОСТ21354-75 допускаемые контактные напряжения равны
/>,
где уHlimB – предел контактной выносливостиповерхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений,Н/мм2;
KHL – коэффициент долговечности;
SH – коэффициент безопасности (длязубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) SH = 1.1).
При способе термическойобработки, как улучшение, для сталей 45 и 40Х предел контактной выносливостиповерхности зубьев
/>
/>
/>
/>,
где NHO – базовое число циклов переменынапряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;
NHE – эквивалентное число цикловперемены напряжений.
/>
/>
/>
/>,
где ni – частота вращения того зубчатогоколеса, для которого определяется допускаемое напряжение, мин-1;
c – число вхождений в зацепление зубарассчитываемого колеса за один оборот (c = 1);
tУ – суммарное время работы;
Tn – максимальный из длительнодействующих 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 вкаждую смену (/>).
/>ч
/>
/>
/>
Т.к. />, то KHL3 = 1.
Т.к. />, то KHL4 = 1.
Т.к. />, то KHL5 = 1.
Т.к. />, то KHL6 = 1.
/>
/>
/>
/>
Для цилиндрическихпередач с косыми зубьями в качестве расчётных напряжений принимаются:
/>,
где /> – наименьшее изнапряжений />.
/> Принимаем /> МПа.
/> Принимаем /> МПа.
2.4.2 Допускаемыенапряжения у ножки зуба
/>,
где у0Flim – предел выносливости при изгибе,соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм2;
KFL – коэффициент долговечности;
SF – коэффициент безопасности (принимаемSF = 1.75 для улучшенных сталей 45, 40Х).
/>
/>
/>
/>,
где NFO – базовое число циклов переменынапряжений (/>);
NFE – эквивалентное число цикловперемены напряжений (/>).
Т.к. />, то KFL3 = 1.
Т.к. />, то KFL4 = 1.
Т.к. />, то KFL5 = 1.
Т.к. />, то KFL6 = 1.
/>
/>
/>
/>
2.4.3 Максимальныедопустимые напряжения
Для зубьев зубчатыхколес, подвергнутых улучшению
/>,

где ут –предел текучести материала при растяжении, Н/мм2.
/>
/>,
где уFlimM – предельное значение напряжения, невызывающего остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм2;
SFM – коэффициент безопасности (дляулучшенных сталей 45, 40Х SFM = 1.75).
/>
/>
/>
/>
/>

2.5 Проектный расчетпередачи
2.5.1 Определениекоэффициентов перегрузки
Коэффициенты нагрузкинаходятся по следующим зависимостям:
при расчете на контактнуювыносливость
/>,
при расчете на изгибнуювыносливость
/>,
где KHв, KFв– коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длинезуба (ширине зубчатого венца);
KHV, KFV – динамические коэффициенты(учитывают внутреннюю динамику передачи).
По ГОСТ 21354-75быстроходная передача 3-4 – 3 схема, тихоходная передача 5-6 – 5 схема, тогдаориентировочное значение коэффициентов концентрации нагрузки по длине можноопределить из графиков .
/>
где u – передаточное число рассчитываемойпередачи.
u34 =3,6 u56 = 2,8
/>
/>
KHB34 = 1.15       KFB34= 1.32
KHB56= 1.06                  KFB56 = 1.1
Значение коэффициентов KHV и KFV выбирают в зависимости от окружнойскорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости зуба.
Приближенная скорость взацеплении
/>,
где nш – частота вращения шестерни, мин-1;
CV – вспомогательный коэффициент (длякосозубых цилиндрических передач и 1 группы термообработки CV = 1500);
Tк – момент на колесе, Нм.
/>
/>
Принимаем степеньточности
зубчатая передача 3-4          8я;
зубчатая передача 5-6          8я.
Выбираются значениякоэффициентов KHV и KFV
KHV34 = 1.045                KFV34 = 1.053
KHV56 = 1.025                KFV56 = 0.9
/>
/>
/>
/>2.6 Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (3-4)
Цель расчета:определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичномкорпусе./>/>Определение предварительного значения межосевого расстояния:
/>;
/> мм.
Принимаем /> мм из стандартногоряда./>/> Определяем нормальный модуль из зацепления:
/>;
/>мм.
Принимаем /> мм из стандартногоряда.
Определяем числа зубьевзубчатых колёс:
/>;
/>
Принимаем />.
Определим угол наклоназуба:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.Уточним передаточное отношение:

/>;
/>. />/>Определим геометрические размеры передачи.
Делительный диаметр:
/>;
/>мм;
/>мм.
Диаметры окружностейвыступов:
/> мм;
/> мм.
Диаметры окружностейвпадин:
/>мм;
/> мм.
Ширина зубчатых венцовколёс:
/>мм.
Ширину шестерни принимаемна 5 миллиметров больше.
/> мм./>/>/>
Проверочные расчеты взацеплении.
Послеопределения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочныерасчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельнымнапряжениям с целью предотвращения возможных ошибок./>/>Уточненное значение окружной скорости.
/>
т.к. полученное значениескорости находится в том же диапазоне при выборе /> и />, то коэффициенты /> и /> остаются прежними./>/>Проверочный расчет по контактным напряжениям.
/>, где />.
/> Мпа
Допускается недогрузпередачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 6,8%./>/>Проверочный расчет по напряжениям изгиба:
/>, где YF-коэффициент прочностизуба(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 расчетовРассчитываемый 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 передачиc косозубыми цилиндрическими колесами (5-6)
Цель расчета:определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичномкорпусе.Определение предварительного значения межосевогорасстояния:
/>;
/> мм.
Принимаем /> мм из стандартногоряда. Определяем нормальный модуль из зацепления:
/>;
/>мм.
Принимаем /> мм из стандартногоряда.
Определяем числа зубьевзубчатых колёс:
/>;
/>
Принимаем />.
Определим угол наклоназуба:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.Уточним передаточное отношение:
/>;
/>. Определим геометрические размеры передачи.
Делительный диаметр:

/>;
/>мм;
/>мм.
Диаметры окружностейвыступов:
/> мм;
/> мм.
Диаметры окружностейвпадин:
/>мм;
/> мм.
Ширина зубчатых венцовколёс:
/>мм.
Ширину шестерни принимаемна 5 миллиметров больше.
/> мм.
Проверочные расчеты взацеплении.
После определенияосновных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты поконтактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с цельюпредотвращения возможных ошибок.Уточненное значение окружной скорости.

/>
т.к. полученное значениескорости находится в том же диапазоне при выборе /> и />, то коэффициенты /> и /> остаются прежними.Проверочный расчет по контактным напряжениям:
/>, где />;
/>.
Допускается недогрузпередачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 8,3%.Проверочный расчет по напряжениям изгиба:
/>,
где YF-коэффициент прочностизуба(выбирается в зависимости от приведённого числа зубьев колёс)./>/>
/>;
/>.Проверочный расчет по кратковременнымперегрузкам.
/>; />;
/>;
/>; />; />;
/>;
/>.Определение сил, действующих в зацеплении.
Окружная сила:
/>
Радиальная сила:
/>
Осевая сила:
/>Таблица 5. Итоговая таблица результатов расчетовРассчитываемый 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. Расчетклиноременной передачи

Выбираем сечение клиновогоремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий моментведущего вала:
/>
При таком значениивращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр />. Принимаем/>.
Определяем передаточноеотношение i без учета скольжения
/>.
Находим диаметр /> ведомогошкива, приняв относительное скольжение е = 0,015:
/>.
Ближайшее стандартноезначение />.Уточняем передаточное отношение i сучетом:
/>.
Пересчитываем:

/>.
Расхождение с заданнымсоставляет 1,5 %, что не превышает допустимого значения 3%.
Определяем межосевоерасстояние а: его выбираем в интервале
/>
принимаем близкое ксреднему значение а = 450 мм.
Расчетная длина ремня:
/>.
Ближайшее стандартноезначение L = 1400 мм.
Вычисляем
/>
и определяем новоезначение а с учетом стандартной длины L:
/>
Угол обхвата меньшегошкива

/>
Скорость
/>
По таблице определяемвеличину окружного усилия />, передаваемого клиновым ремнем: /> на одинремень.
/>.
Допускаемое окружноеусилие на один ремень:
/>.
Определяем окружноеусилие:
/>.
Расчетное число ремней:
/>.
Определяем усилия временной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения />
Предварительное натяжениекаждой ветви ремня:
/>;
рабочее натяжение ведущейветви
/>;
рабочее натяжение ведомойветви
/>;
усилие на валы
/>.
Шкивы изготавливать изчугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей />.
Сила предварительногонатяжения одного ремня
/>,
/>/>
/>
Сила предварительногонатяжения одной ветви комплекта ремней передачи
/>Н
Натяжение ветвейкомплекта ремней передачи, нагруженной номинальной мощностью P
Натяжение F1 ведущей ветви комплекта ремней
/>
/>Н
Натяжение F2 ведомой ветви комплекта ремней
/>/>/>

4 Ориентировочныйрасчёт валов
4.1 Расчётбыстроходного вала 2-3

/>
Рисунок 5-Эскиз входного вала 2-3
/>, где Т — момент на быстроходномвалу, 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 dП = 40мм.
Диаметр буртика подшипника: />
где, r — координата фаски подшипника, мм r = 2,5мм ,
/>мм Принимаем dБП = 48мм.

4.2 Расчётпромежуточного вала 4-5
/>
Рисунок 6-Эскизпромежуточного вала 4-5
/>, где Т45 -момент на промежуточномвалу;
/> Принимаем dК = 45мм;
dБК ³ dК + 3×f, где f-размер фаски колеса; f =1,6мм ,
dБК ³ 45 + 3×1,6 ³49,8 мм Принимаем dБК = 50мм
/> Принимаем dП = 45мм.
4.3 Расчёт выходноговала 6

/>
Рисунок 7-Эскиз выходноговала 6
/>, где Т-момент на выходном валу;
/>мм;
/>,гдеt-высотазаплечника;
/>мм принимаем dП =55мм;
/> ;
/>мм; принимаем dБП =65мм;
dК =dБП =65мм.
dБК =dК +3×f,где f– размер фаски колеса; f =2,6мм,
dБК =65+ 3×2,6=70мм.
5 Подбори проверка шпонок
Подбираются шпонкипризматические (ГОСТ 23360-78).
/>
Рисунок 8-Шпоночноесоединение
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;
dср – диаметр вала (средний) в местеустановки шпонки;
h, b, l – линейныеразмеры шпонки;
t1 – глубина паза вала.
Проверочный расчет шпонки6Ч6Ч40 ГОСТ 23360-78, на валу 2-3.
Т.к. материал ступицы(шкив) – чугун, то допускаемое напряжение смятия [усм]2-3= 80 Н/мм2.
/>
Проверочный расчет шпонки14Ч9Ч32 ГОСТ 23360-78, на валу 4-5.
Т.к. материал ступицы(зубчатое колесо 4) – сталь, то допускаемое напряжение смятия
[усм]4-5= 120 Н/мм2.
/>
Проверочный расчет шпонки18Ч11Ч56 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под зубчатое колесо 6.
Т.к. материал ступицы(зубчатое колесо 6) – сталь, то допускаемое напряжение смятия
[усм]6к= 120 Н/мм2.
/>
Проверочный расчет шпонки12Ч8Ч63 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под полумуфту.
Т.к. материал ступицы(полумуфта) – чугун, то допускаемое напряжение смятия
[усм]6м= 80 Н/мм2.
/>
Т.к. />, то необходимопоставить две шпонки под углов 180є, считая, что каждая шпонка передаетполовину нагрузки.
Проверка показала, данныешпонки можно использовать в шпоночных соединениях редуктора.
6 Выбор муфты
Исходя из условий работыданного привода, будет использоваться втулочно-пальцевая муфта (ГОСТ 20884-93).Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента
/>,
где k – коэффициент, учитывающийэксплуатационные 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 МУВПТ, Н×м d, мм D, мм L, мм l, мм /> /> 1000 50 220 226 110 />
Проверочный расчёт муфты
Упругие элементырассчитываются на смятие:
усм=2×T/(z×D×dп×lвт)≤[ усм],
где Т — вращающий момент;
dп – диаметрпальца; (dп = 22)
усм=2×103×1216/(8×220×22×110)=0.54≤2 МПа

7 Определение реакций опорпромежуточного вала и построение эпюр
/>
Рисунок 10-Схема редуктора

Для проверки выбираемпромежуточный вал 2-3. Так как на него действует большее количество сил.
Определим реакции опор:
Рассмотрим проекции сил вплоскости ХZ :
/> -Ft2 ×55 + Ft5× 125 – RХВ × 175 =0;
тогда /> Н
/> -Ft5 ×50 + Ft4× 120 – RХА × 175 =0;
тогда />Н
Проверка: SFIX =0; RХА — Ft4+ Ft5 — RХВ= 31,7 – 1198,9 + 2766,25– 1599 = 0.

Рассмотрим проекции сил вплоскости УZ:
/> -Fr4 × 55 — Fa4 × 127,5 – Fr5 × 125 + Fa5 × 48,7 +RУB × 175 =0;
тогда />
/> Fr5 ×50 + Fa5 × 48,7 + Fr4 × 120 – Fa4 × 127,5 -RУА × 175 =0;
тогда />
Проверка: SFIY =0; RYА — Fr4-Fr5 + RYВ = 859,5 – 442,7 – 1020,1+ 593,2 = 0.
Суммарные реакции опор:
/> />Н
/> />Н
Определим значенияизгибающих моментов:
Плоскость XZ:
Сечение 1: 0
MX = RХА × X1 MX = RХА × (0,055 + X1) — Ft4 × X2
MX(0) = 0 MX(0) = 31,7 × 0,055 = 1,74 Н×м
MX(0.036) = 31,7× 0.055 = 1,74 Н×м MX(0.138) = 31,7 × 0,125 – 1198,9 × 0,7 = -79,95 Н×м
Сечение 3: 0
MX = -RХВ × X3
MX(0) = 0
MX(0.042) = -1599 × 0.05 = -79,95 Н×м
Плоскость УZ:
Сечение 1: 0
MУ = RУА × У1
MУ(0) = 0
MУ(0.036) =859,5 × 0.055 = 47,5Н×м
Сечение 2: 0
MУ = RУА × (0,055 + У2) – Fr4 × У2 + Fa4× 0,0127
MУ(0) = 859,5 × 0,055 + 442,7 × 0,0127 = 53 Н×м
MУ(0.7) = 859,5 × 0,125 – 442,7 × 0,7 + 5,6= 98,5 Н×м
Сечение 3: 0
MУ = RУВ × У3
MУ(0) = 0
MУ(0.05) = 593,2 × 0.05 = 29,66 Н×м
7.1 Проверочный расчетпромежуточного вала
Проверочный расчётсостоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми(допускаемыми) напряжениями [S].Прочность соблюдена при S>= [S] .
Будем производить расчётдля 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 /> /> /> /> /> /> /> />

Сечение А — А: Концентратором напряжений является шпоночный паз.
Коэффициент запасапрочности:
S= Sу· Sф//>
Sу=у-1D/ уа
Sф=ф-1D/( фа+шфD· фа),
где уа и фа ─ амплитуды напряжений цикла;
шфD ─ коэффициент влиянияасимметрии цикла напряжений.
уа=103·М/W; фа=103·М к/2Wк
М= />
М к = 130 Н·м
Определим моментыинерции:
W=р·d3/32-b·h·(2d-h)2/(16d)=3.14·453/32-14·9(2·45-9)2/(16·45) = 8045мм3
Wк=р·d3/16-b·h·(2d-h)2/(16d)= 3.14·453/16-14·9(2·45-9)2/(16·45)= 16987мм3
уа=103 ·53/8045 = 6,6 МПа
фа=103 ·130/2·6987 = 9.3 МПа
Пределы выносливостивала:
у-1D= у-1/КуD; ф-1D= ф-1/КфD,
где КуD и КфD─ коэффициенты снижения предела выносливости.
КуD=( Ку/ Кdу+1/КFу-1)/ КV,
КфD=( Кф/ Кdф+1/КFф-1)/ КV,
где Ку и Кф ─ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Кdт и Кdф ─ коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечногосечения;
КFт и КFф ─коэффициенты влияния качества поверхности;
КV ─ коэффициент влиянияповерхностного упрочнения.
КуD=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77
КфD=( 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
шфD=шф/ КфD

шфD=0,1/ 2,21=0,045
Sу= 148 / 6,6 = 22,4 Sф= 104.1 / (9.3 + 0,035 × 9.3) = 10.8
S= 22,4 · 10.8 //>=15.4 > [S] = 2.5
Проверка показала, чтокоэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.
Сечение Б-Б: Концентратором напряжений являетсягалтель у шестерни.
Коэффициент запасапрочности:
S= Sу· Sф//>
Sу=у-1D/ уа
Sф=ф-1D/( фа+шфD· фа),
уа=103·М/W; фа=103·М к/2Wк
М= />
М к = 130 Н·м
Определим моментыинерции:
W=р·d3/32=3.14·503/32=12267мм3
Wк=р·d3/16=3.14·503/16=24531 мм3
уа=103 · 126,8 / 12267 = 10,3 МПа
фа=103 ·130 / 2 · 24531 = 2,6 МПа
Пределы выносливостивала:
у-1D= у-1/КуD; ф-1D= ф-1/КфD,
где КуD и КфD─ коэффициенты снижения предела выносливости.
КуD=( Ку/ Кdу+1/КFу-1)/ КV,
КфD=( Кф/ Кdф+1/КFф-1)/ КV,
КуD=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77
КфD=( 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
шфD=шф/ КфD
шфD=0,1/ 2,21=0,045
Sу= 148 / 10,3= 14,4 Sф= 104.1 / (2,6 + 0,045 × 2,6) = 38,5
S= 14.4 · 38,5 //>= 5,3 > [S] = 2.5
Проверка показала, чтокоэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

8 Проверка пригодностиподшипников промежуточного вала 2 – 3

Предварительно назначаемрадиальные шариковые подшипники лёгкой серии 207. Схема установки подшипников — враспор.
Для принятых подшипниковнаходим:
Cr = 20100 H; e = 0,26; Y =1,71;X=0,56.
Минимально необходимые длянормальной работы подшипников осевые силы:
FaAmin =0.83 × e × RA = 0,83 × 0,26 × 860,08= 185,6 H
Значения осевых сил берёмиз расчёта зубчатых передач:
Fa4 = 204,9H; Fa5 = 450H,тогда FA = Fa5 + Fa4= 754,9H.
Отношение FaА / (V × RA) = 754,9/1× 860,08 =0,87, что больше e = 0,26. Тогда для опоры А: Х =0,56; Y = 1,71.
Найдём эквивалентнуюдинамическую радиальную нагрузку:
/>,
где коэффициенты V = 1, Кб = 1,2, КТ= 1
/>Н.0
Вычисляем ресурс работыподшипника:

/>

где, Сr- базовая радиальная динамическаягрузоподъёмность подшипника, Н
Рr- эквивалентная радиальнаядинамическая нагрузка, Н
к=3 — показатель степенидля шариковых подшипников;
а1=1 — коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);
а23=0,75 — коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойствметалла деталей подшипника.
n – частота вращения вала.
/>ч
Расчётная долговечностьдолжна отвечать условию
/> ,
где tS ─ требуемый ресурс, tS= 21600 ч.
Данное условиевыполняется, следовательно, подшипники 207 пригодны.

9 />/>/>Конструктивные размеры корпуса редуктора
Чтобы поверхностивращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, междуними оставляют зазор
/>
/>, />
Расстояние b0между дном корпуса и поверхностью колес
/>.
В двухступенчатых соосныхредукторах между торцевыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колесатихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние ls 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 фундаментальныеболты с резьбой М20;
— остальные болты />,
принимаются болты срезьбой М16./>/>/>
10 Выбор смазки
При минимальном количестве масласмазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло — картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и деталипередач. При смазывании колес погружением на подшипники попадают брызги масла,стекающего с колес, валов и стенок корпуса.
Смазывание зубчатого зацепленияпроизводится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрькорпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объеммасляной ванны 4…6 л.
По таблице устанавливаем вязкостьмасла. При контактных напряжениях до 1000 Н/мм2 и скорости V до 2 м/с рекомендуемая вязкостьмасла должна быть примерно равна 34 мм2/с. По таблице из справочнойлитературы принимаем масло индустриальное И-Г-А-46 (табл. 11.1-11.3, стр. 200, /4/).
Контроль масла, находящегосяв корпусе редуктора осуществляется с помощью жезлового маслоуказателя./>/>/>/>

11 Подбор посадок идопусков

/>/>/>Зубчатые колеса: H7/r6.
Крышки торцовых узлов наподшипниках качения: H7/h8.
Шпоночные соединения: P9/h9.
Штифт с картеров: P8/h7.
Штифт с крышкой: H8/h7.

12 Сборка ирегулировка редуктора
Перед сборкой полостькорпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборкуредуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.
На входной вал насаживаютподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 — 100˚С.
На промежуточный валнасаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 — 100˚С.Затемзакладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала.Насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 — 100˚С.
На выходной вал закладываютшпонку и напрессовывают зубчатое колесо, насаживают подшипники, предварительнонагретые в масле до 80 — 100˚С.
Валы устанавливают вкорпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощьюцилиндрических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.
На конические хвостовикивходного и выходного валов закладывают шпонки и надевают муфту и шкив.
Ввертывают пробкумаслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель. Заливаютв корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляякрышку винтами.
Собранный редукторобкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленнойтехническими условиями./>/>/>/>

Заключение:
1. Согласно заданию былразработан привод — редуктор цилиндрический.
2. Был выбранэлектродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены напригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора,разработаны рабочие чертежи деталей..
3. Электродвигатель былвыбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.
4. Шпоночные соединениябыли проверены на смятие.
5. Форма и размерыдеталей редуктора и плиты привода были определены конструктивными итехнологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок./>/>

Список использованнойлитературы:
1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П.Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие-4-е изд., исп.- М.: Высш.щк.,1985-415с., ил..
2. Левитский И. Г. Расчетклиноременной передачи: Методические указания по курсовому проектированию.Хабаровск, издательство ХГТУ, 1991.
3. Чернавский С.А. и др. Курсовоепроектирование деталей машин: Учебное пособие. М.: Машиностроение, 1979.

Похожие работы