Реферат: Привод ленточного конвейера

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА


Содержание

Техническое задание

Введение

1. Кинематическиерасчеты

1.1 Кинематическая схемапривода

1.2 Выборэлектродвигателя

1.3 Уточнениепередаточных чисел привода

1.4 Определениевращающих моментов на валах привода

2. Выбор материала ирасчет допускаемых напряжений

2.1 Выбор твердости,термической обработки и материала колес

2.2 Допускаемыеконтактные напряжения

2.3 Допускаемыенапряжения изгиба

2.4 Учет режиманагружения при определении допускаемых напряжений

3. Расчет зубчатойпередачи первой ступени

3.1 Межосевое расстояние

3.2 Предварительныеосновные размеры зубчатого колеса

3.3 Модуль передачи

3.4 Суммарное числозубьев колес и угол наклона

3.5 Диаметры колес

3.6 Размеры заготовок

3.7 Проверка зубьев поконтактным напряжениям

3.8 Силы в зацеплении

3.9 Проверка зубьевколес по напряжениям изгиба

3.10 Проверочный расчетна прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

4. Расчет зубчатойпередачи второй ступени

4.1 Межосевое расстояние

4.2 Предварительные основныеразмеры зубчатого колеса

4.3 Модуль передачи

4.4 Суммарное числозубьев колес и угол наклона

4.5 Диаметры колес

4.6 Размеры заготовок

4.7 Проверка зубьев поконтактным напряжениям

4.8 Силы в зацеплении

4.9 Проверка зубьевколес по напряжениям изгиба

4.10 Проверочный расчетна прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

5. Расчет валов

5.1 Расчет быстроходноговала

5.2 Расчетпромежуточного вала

5.3 Расчет тихоходноговала

6. Выбор подшипников

6.1 Для быстроходноговала

6.2 Для промежуточноговала

6.3 Для тихоходного вала

7. Проверочный расчетшпонки на прочность

7.1 Расчет для зубчатогоколеса первой ступени

7.2 Расчет для зубчатогоколеса второй ступени

8. Список использованныхисточников


/>Техническое задание

Вариантпредставляет схему традиционной компоновки конвейеров для перемещения,например, рулонов ткани, подвесного конвейера для перемещения готового платья ит.д..

Современнаякомпоновка приводов бытовых приборов, машин и аппаратов основана на принципахкомпактности. Например, двигатель ручного электросверла встроен в корпус,привод компрессора холодильника встроен вместе с компрессором в полностьюизолированный корпус. Широко распространены мотор-редукторы безмуфтовогоисполнения.

Мойвариант содержит наиболее распространенные узлы и элементы, расчет и компоновкакоторых позволяют развить начальные навыки проектирования. Согласно заданиюнеобходимо освоить процесс расчета, конструирования, компоновки и сборкиосновного узла – промежуточного вала в сборе с шестернями, подшипниками,элементами регулирования; в таком узле сконцентрированы основные элементызубчатых передач, наиболее распространенных в приводах объектов машиностроения,в частности, бытовых машин, приборов и аппаратов.

Исходныеданные:

/> - частотавращения выходного вала редуктора;

/> - требуемаямощность привода (на выходе);

/> - ресурс.


/>Введение

Редукторомназывают механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный ввиде отдельного агрегата, и служащий для передачи вращения от вала двигателя квалу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помиморедуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначениередуктора — понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающегомомента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редукторыклассифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные илизубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типузубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические),относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные),особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоеннойступенью).

Возможностиполучения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечиваютпланетарные и волновые редукторы.

Выполнениекурсовой работы способствует закреплению и углублению знаний и умений,полученных при изучении дисциплины «Основы функционирования систем сервиса».

Работапозволяет получить следующие навыки:

·     применение напрактике приемов расчета и конструирования;

·     составлениякинематических схем, описания устройства и принципа действия проектируемогообъекта;

·     обоснования иразработки технических решений и расчетов элементов конструкций;

·     работы соспециальной технической литературой;

·     анализатехнических параметров и технико-экономического анализа проектируемого изделия.


/>1. Кинематические расчеты 1.1  Кинематическая схема привода

/>

1.Электродвигатель (мотор)

2.Муфта упругая

3.Вал быстроходный

4.Вал-шестерня быстроходной ступени

5.Корпус редуктора

6.Подшипниковый узел с глухой крышкой

7.Зубчатое колесо быстроходной ступени

8.Вал-шестерня тихоходной ступени

9.Вал-шестерня промежуточный

10.Зубчатое колесо тихоходной ступени

11.Барабан приводной ленточного конвейера

12.Вал приводного барабана

13.Опора подшипниковая приводного барабана

14.Лента конвейера

15.Муфта упругая

16.Подшипниковый узел со сквозной крышкой с уплотнением

17.Вал тихоходный

Проектируемыйредуктор служит для передачи вращения и изменяющегося крутящего момента отэлектродвигателя к исполнительному механизму – приводному барабану ленточногоконвейера. Проследим передачу момента. От электродвигателя 1 посредством муфты2 крутящий момент передается на быстроходный вал 3, установленный в корпусе 5на подшипниках 6. Быстроходный вал имеет зубчатый венец 4 (шестерня), котораязацепляется с зубчатым колесом 7, установленным посредством шпоночногосоединения с промежуточным валом 9, установленным также на подшипниках качения.На промежуточном валу имеется также зубчатый венец 8 (промежуточный вал можетбыть выполнен в виде вал-шестерни), которое зацепляется с зубчатым колесом 10,установленным посредством шпоночного соединения на тихоходном валу 17,установленном также в корпусе редуктора на подшипниках качения. Выходной конецтихоходного вала 17 посредством шпоночного соединения и муфты 15 соединен сприводным валом 12 барабана 11 ленточного конвейера с лентой 14.

Условноназывают зубчатую передачу 4-7 быстроходной ступенью и зубчатую передачу 8-10тихоходной ступенью редуктора. Итак, крутящий момент передается: с валаэлектродвигателя на быстроходную ступень 4-7, далее на промежуточном валу научастке 7-8 на тихоходную ступень 8-10, далее на муфту 15 и на вал приводногобарабана 16. Число оборотов электродвигателя в данной системе максимально.Число оборотов промежуточного вала в /> раз меньше; число оборотовтихоходного вала в /> раз меньше. Момент на валуэлектродвигателя в данной системе минимальный, а на выходном валу –максимальный, с учетом небольших потерь в подшипниках, зубчатых передачах имуфтах. Можно сказать, что момент возрастает в /> раз./>


1.2Выбор электродвигателя

Длявыбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемуюмощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:

/>,

где/> - общееКПД звеньев кинематической цепи:

/>,

потаблице 1.1 находим значения КПД отдельных звеньев кинематической цепи:

/>; />; />,

такимобразом, />.

Тогдатребуемая мощность электродвигателя:

/>кВт.

Потаблице 24.9 выбираем стандартный электродвигатель АИР132М4 мощностью />кВт ссинхронной частотой вращения />об/мин.


1.3 Уточнение передаточных чиселпривода

Общеепередаточное число привода находим по формуле:

/>; />.

Полученноепередаточное число распределяем между первой и второй ступенями редуктора поформулам:

/>; />.

/>; />.

 1.4Определение вращающих моментов на валах привода

Частотавращения быстроходного вала:

/>; />об/мин.

Частотавращения промежуточного вала:

/>; />об/мин.

Частотавращения тихоходного вала:

/>; /> об/мин.

Вращающиймомент электродвигателя определяется по формуле:

/>; />Н м.

Вращающиемоменты соответственно на быстроходном, промежуточном и тихоходном валахопределяются по формулам:

/>; />; />.

Подставляяимеющиеся значения в указанные формулы получим:

/>Н м; />Н м; />Н м.


2.Выбор материала и расчет допускаемых напряжений 2.1Выбор твердости, термической обработки и материала колес

 

Передачисо стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, темменьшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в своюочередь, зависит от марки стали и варианта термической обработки. По таблице2.1 для шестерни и зубчатого колеса выбрана сталь марки 40Х. Термическаяобработка зубчатого колеса – улучшение, твердость 235…262НВ, />МПа; термическаяобработка шестерни – улучшение, твердость 269…302НВ, />МПа. Зубья колес из улучшаемыхсталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.

 2.2Допускаемые контактные напряжения

Допускаемыеконтактные напряжения для шестерни и зубчатого колеса определяют по формуле:

/>.

Пределконтактной выносливости /> вычисляют по формуле:

/>;

/>; />.

/>МПа; />МПа.

Коэффициентзапаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала />.

Коэффициентдолговечности Z<sub/>N учитывает влияние ресурса:

/>.

Число/> циклов,соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твердостиповерхностей зубьев:

/>;

/>; />.

Ресурс/> передачи вчислах циклов перемены напряжений при частоте вращения />, об/мин, и времени работы />, час,находится по формуле:

/>,

где/> – числовхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

прирасчете первой ступени редуктора:

/>;

прирасчете второй ступени редуктора:

/>.

Всоответствии с кривой усталости напряжения /> не могут иметь значений меньших />. Поэтому,поскольку в обоих случаях />, принимаем />. Следовательно,коэффициент долговечности />.

Коэффициент/>,учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимаем />.

Коэффициент/>,учитывающий влияние окружной скорости, принимаем />, поскольку это значениесоответствует твердым передачам, работающим на малых окружных скоростях.

/>МПа; />МПа.

Посколькудопускаемые контактные напряжения /> для цилиндрических передач спрямыми зубьями не могут превышать меньшего из допускаемых контактныхнапряжений шестерни /> и колеса />, то />МПа.

 2.3Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемыенапряжения изгиба зубьев шестерни и колеса определяют по общей зависимости,учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности,шероховатости поверхности выкружки и реверса, используя приведенную нижеформулу:

/>.


Пределвыносливости при отнулевом цикле вычисляют по следующей формуле:

/>;

/>МПа; />МПа.

Коэффициентзапаса прочности />.

Коэффициентдолговечности:

/>.

Длядлительно работающих быстроходных передач принимают />, поэтому />.

Коэффициент/>,учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями,принимаем />,поскольку это значение соответствует шлифованию и зубофрезерованию с параметромшероховатости />мкм.

КоэффициентYA, учитывает влияние двустороннегоприложения нагрузки (реверса). />, поскольку приложение нагрузкиодностороннее (без реверса).

/>МПа; />МПа.

Посколькудопускаемые напряжения изгиба /> для цилиндрических передач спрямыми зубьями не могут превышать меньшего из допускаемых напряжений изгибашестерни /> иколеса />,то />МПа.

 2.4Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений

Режимнагружения редуктора средний нормальный, т.е. работа большую часть времени сосредними нагрузками.

В расчетахна контактную выносливость переменность режима нагружений учитывают приопределении коэффициента долговечности />: вместо назначенного ресурса /> подставляютэквивалентное число циклов />:

/>,

где/> –коэффициент эквивалентности ( по табл. 2.4).

прирасчете первой ступени редуктора: />;

прирасчете второй ступени редуктора: />.

Посколькув обоих случаях />, то принимаем />.

Врасчетах на выносливость при изгибе для определения коэффициента долговечности /> вместо /> подставляютэквивалентное число циклов />:

/>,

где/> –коэффициент эквивалентности (по табл. 2.4).

прирасчете первой ступени редуктора:


/>;

прирасчете второй ступени редуктора:

/>.

Поскольку/>, топринимаем />.


3.Расчет зубчатой передачи первой ступени 3.1Межосевое расстояние

Предварительноезначение межосевого расстояния находим по формуле:

/>,

где/> –коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев.

/>мм;

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

Окружнуюскорость />,м/с, вычисляют по формуле:

/>; />м/с.

Степеньточности (по ГОСТ 1643-81, табл. 2.5) принимаем />.

Окончательноезначение межосевого расстояния:

/>,

где/>МПа/>;

/> – коэффициентширины;

/> –коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность, вычисляется поформуле:

/>.

Коэффициент/> учитываетвнутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шаговзацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса. Значение /> (по табл.2.6).

Коэффициент/> учитываетнеравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,обусловливаемую погрешностями изготовления и упругими деформациями валов,подшипников. Зубья зубчатых колес могут прирабатываться: в результатеповышенного местного изнашивания распределение нагрузки становится болееравномерным. Поэтому рассматривают коэффициенты неравномерности распределениянагрузки в начальный период работы /> и после приработки />. Значение коэффициента /> принимают потабл. 2.7 в зависимости от коэффициента />, схемы передачи и твердостизубьев.

/>; />.

Коэффициент/> определяютпо формуле:

/>,

где/> –коэффициент, учитывающий приработку зубьев:

/> (по табл.2.8).

/>.

Коэффициент/> определяютпо формуле:

/>.

Начальноезначение коэффициента /> распределения нагрузки междузубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешностями шага зацепления инаправления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормамплавности:

/>; />.

/>.

Используяполученные значения находим коэффициент нагрузки в расчетах на контактнуюпрочность:

/>.

/>мм;

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

 3.2Предварительные основные размеры зубчатого колеса

Делительныйдиаметр зубчатого колеса вычисляется по формуле:


/>; />мм.

Шириназубчатого колеса вычисляется по формуле:

/>; />мм;

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

Ширинашестерни вычисляется по формуле:

/>; />мм.

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

3.3 Модуль передачи

Максимальнодопустимый модуль />, мм, определяют из условиянеподрезания зубьев у основания:

/>; />мм.

Минимальноезначение модуля />, мм, определяют из условияпрочности:

/>,

где/>;

/> –коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба, вычисляется по формуле:

/>.

Коэффициент/> учитываетвнутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шаговзацепления шестерни и колеса. Значение /> (по табл. 2.9).

/> – коэффициент,учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса нараспределение нагрузки между зубьями. Определяется так же, как при расчетах наконтактную прочность:

/>; />.

/> – коэффициент,учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса нараспределение нагрузки между зубьями. Определяют так же, как при расчетах наконтактную прочность:

/>; />.

Используяполученные значения находим коэффициент нагрузки при расчете по напряжениямизгиба:

/>.

/>мм.


Изряда стандартных модулей принимаем />мм.

 3.4Суммарное число зубьев колес и угол наклона

Уголнаклона />.

Суммарноечисло зубьев:

/>; />.

Числозубьев шестерни:

/>; />.

Числозубьев зубчатого колеса:

/>; />.

Фактическоепередаточное число:

/>; />.

Передаточноечисло иБ совподает с фактическим передаточным числом иБФ.Поэтому найденные значения количества зубьев колеса и шестерни принимаем заокончательные.


3.5 Диаметры колес

Делительныйдиаметр шестерни:

/>; />мм.

Делительныйдиаметр зубчатого колеса:

/>; />мм.

Диаметр/> окружностейвершин зубьев колес:

/>,

где/> –коэффициент смещения, при /> принимает значение />;

/> –коэффициент воспринимаемого смещения:

/>;

/> – делительноемежосевое расстояние:

/>.

/>мм; />.

/>; />мм.

/>; />мм.


Диаметр/> окружностейвпадин зубьев колес:

/>.

/>; />мм.

/>; />мм.

 3.6Размеры заготовок

Диаметрзаготовок:

/>.

/>; />мм.

/>; />мм.

Толщиназаготовок:

/>.

/>; />мм.

/>; />мм.

Длявыбранного материала зубчатого колеса /> (по табл. 2.1), что неудовлетворяет условию />, поэтому для зубчатого колесавместо стали марки 40Х выбираем сталь марки 40ХН, предельные размеры диаметразаготовок которой />мм. Твердость зубьев 235...262НВ,что совпадает с параметрами стали марки 40Х.


3.7 Проверка зубьев по контактнымнапряжениям

Расчетноезначение контактного напряжения:

/>,

где/>МПа/>.

/>МПа.

Отклонение/> от ранеенайденного />:

/>; />

Полученноезначение /> меньшеранее найденного значения /> на 4%, что является допустимым,поэтому значение />МПа принимаем за окончательное.

 3.8Силы в зацеплении

Окружнаясила:

/>; />Н.

Радиальнаясила:

/>,

где/> - длястандартного угла.

/>Н.

Осеваясила:

/>; />Н.

 3.9Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетноенапряжение изгиба в зубьях колеса:

/>,

где/> –коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, /> (по табл. 2.10);

/> – коэффициент,учитывающий угол наклона зуба, />;

/> – коэффициент,учитывающий перекрытие зубьев, />.

/>МПа,

чтоудовлетворяет обязательному условию />.

Расчетноенапряжение изгиба в зубьях шестерни:

/>,

где,/>(по табл.2.10).

/>МПа,

чтотакже удовлетворяет обязательному условию />.

 3.10Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Цельюрасчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушенияповерхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента />. Действиепиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки />.

/>.

Дляпредотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностногослоя контактное напряжение /> не должно превышать допускаемоенапряжение />;

/>; />МПа.

Допускаемоенапряжение принимают:


/>; />МПа.

/>,

т.е.при действии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения поверхностногослоя.

Дляпредотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение /> изгиба придействии пикового момента не должно превышать допускаемое />;

/>;

/>; />МПа.

/>; />МПа.

Допускаемыенапряжения принимают:

/>,

где/> –максимально возможное значение коэффициента долговечности, для сталей собъемной термообработкой />;

/> – коэффициентвлияния частоты приложения пиковой нагрузки, в случае единичных перегрузок />;

/> – коэффициентзапаса прочности, />.

/>; />МПа.

/>; />МПа.

/> и />, т.е. придействии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения зубьев.


4Расчет зубчатой передачи второй ступени

Расчетзубчатой передачи второй ступени производится по формулам, приведенным прирасчете зубчатой передачи первой ступени, поэтому далее расчетные формулы неприводятся, значения подставляются в указанные ранее формулы и дополняютсякраткими пояснениями.

4.1 Межосевое расстояние

Предварительноезначение межосевого расстояния:

/>мм;

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

Окружнаяскорость:

/>м/с.

Степеньточности по ГОСТ 1643-81 назначена />.

Длявычисления окончательного значения окружной скорости вычисляем значение коэффициента/>:

/>

Коэффициент/>,учитывающий внутреннюю динамику нагружения, находиться по таблице 2.6 принимаем/>.

/>.

/> (по табл.2.7).

/> (по табл.2.8).

/>

/>.

/>.

Тогданаходим значение />:

/>

Окончательноезначение межосевого расстояния:

/>мм;

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

 4.2Предварительные основные размеры зубчатого колеса

Делительныйдиаметр зубчатого колеса:

/>мм.

Шириназубчатого колеса:


/>мм;

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)окончательное значение />мм.

Ширинашестерни:

/>мм.

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем/>мм.

 4.3Модуль передачи

Максимальнодопустимый модуль />, мм:

/>мм.

Длявычисления минимального значения модуля (/>) находим коэффициент нагрузки />:

/>.

Коэффициент/> учитывающийвнутреннюю динамику нагружения, по таблице 2.9 принимаем />.

/>.

/>.

Используяполученные значения находим коэффициент />:

/>.

/>мм.

Изряда стандартных модулей принимаем />мм.

 4.4Суммарное число зубьев колес и угол наклона

Уголнаклона />.

Суммарноечисло зубьев:

/>.

Числозубьев шестерни:

/>.

Числозубьев зубчатого колеса:

/>.

Фактическоепередаточное число:

/>.


4.5 Диаметры колес

Делительныйдиаметр шестерни:

/>мм.

Делительныйдиаметр зубчатого колеса:

/>мм.

Коэффициентсмещения /> при/> принимаетзначение />;

Делительноемежосевое расстояние

/>.

Коэффициентвоспринимаемого смещения

/>;

Диаметр/> окружностейвершин зубьев колес:

/>мм.

/>мм.

Диаметр/> окружностейвпадин зубьев колес:


/>мм.

/>мм.

 4.6Размеры заготовок

Диаметрзаготовок:

/>мм.

/>мм.

Толщиназаготовок:

/>мм.

/>мм.

Длявыбранного материала зубчатого колеса параметр /> (по табл. 2.1) не удовлетворяетусловию />,поэтому для зубчатого колеса вместо стали марки 40Х выбираем сталь марки 40ХН.Твердость зубьев 235...262НВ, что совпадает с параметрами стали марки 40Х.

 4.7Проверка зубьев по контактным напряжениям

Расчетноезначение контактного напряжения:

/>МПа.

Отклонение/> от ранеенайденного />:

/>

Полученноезначение /> большеранее найденного значения /> на 2%, что является допустимым,поэтому значение />МПа принимаем за окончательное.

 4.8Силы в зацеплении

Окружнаясила:

/>Н.

Радиальнаясила:

/>Н.

Осеваясила:

/>Н.

 4.9Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетноенапряжение изгиба в зубьях колеса:

Коэффициент/>,учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, по таблице 2.10 принимаем />, />;

/> – коэффициент,учитывающий угол наклона зуба, />;

/> – коэффициент,учитывающий перекрытие зубьев, />.

/>МПа,

чтоудовлетворяет обязательному условию />.

Расчетноенапряжение изгиба в зубьях шестерни:

/>МПа,

чтотакже удовлетворяет обязательному условию />.

 4.10Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

/>.

Дляпредотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слояконтактное напряжение /> не должно превышать допускаемоенапряжение />;

/>МПа.

Допускаемоенапряжение:

/>МПа.


/>, т.е. придействии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения поверхностногослоя.

Дляпредотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение /> изгиба придействии пикового момента не должно превышать допускаемое />;

/>МПа.

/>МПа.

Допускаемыенапряжения соответствуют значениям, найденным при расчете первой ступениредуктора:

/>МПа.

/>МПа.

/> и />, т.е. придействии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения зубьев.


5.Расчет валов 5.1Расчет быстроходного вала

/>; />мм;

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

/>,

где/>.

/>мм.

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

/>,

где/>.

/>мм.

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.


5.2 Расчет промежуточного вала

/>; />мм;

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

/>,

где/>.

/>мм,

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

/>; />мм.

где/>.

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

/>; />мм.

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.


5.3 Расчет тихоходного вала

/>; />мм,

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

/>,

где/>.

/>мм,

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

/>,

где/>.

/>мм,

всоответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1)принимаем />мм.

/>; />мм.


6Выбор подшипников

Дляопор валов цилиндрических прямозубых редукторов применяют шариковые радиальныеподшипники. Первоначально назначаем подшипники легкой серии, класс точности 0.

 6.1Для быстроходного вала

/>

Принимаем/>мм

Выбираем«Подшипник 208 ГОСТ 8338-75» с параметрами (см. рис.):

/>мм; />мм; />мм; />мм.

 6.2Для промежуточного вала

Принимаем/>мм.

Выбираем«Подшипник 209 ГОСТ 8338-75» с параметрами:

/>мм; />мм; />мм; />мм.

 6.3Для тихоходного вала

Принимаем/>мм.

Выбираем«Подшипник 215 ГОСТ 8338-75» с параметрами:

/>мм; />мм; />мм; />мм.


7.Проверочный расчет шпонки на прочность 7.1Расчет для зубчатого колеса первой ступени

/>

Расчетрабочей (минимально необходимой) длины /> шпонки производится по формуле:

/>,

где/> -допускаемое напряжение смятия шпонки при действии нагрузки, />МПа;

/> - высоташпонки, />мм(по табл. 24.29).

/>мм.

Ширинаступицы зубчатого колеса первой ступени принимается равной 55мм, поскольку этозначение превышает минимально необходимое для обеспечения прочности шпонки.


7.2 Расчет для зубчатого колесавторой ступени

Высоташпонки />мм(по табл. 24.29).

/>мм.

Ширинаступицы зубчатого колеса второй ступени принимается равной 75мм, поскольку этозначение превышает минимально необходимое для обеспечения прочности шпонки.


8.Список использованных источников

1.   Дунаев П.Ф.,Леликов О.П… Конструирование узлов и деталей машин. М. Высшая школа. 2001г

2.   Курс лекций пр.Кравченко П.Д.

еще рефераты
Еще работы по промышленности, производству