Реферат: Привод ленточного транспортера

ПОЯСНЮВАЛЬНАЗАПИСКА

до курсовогопроекту по Деталям машин

на тему:«Привод ленточного транспортера»

Виконав студент гр.

___________

Керівник проекту:

____________

Зміст

Вступ

1 Энергокинематический розрахунок приводу

2 Розрахунок клиноремінної (ланцюговий) передачі

3 Розрахунок зубчастих передач

3.1 Розрахунок швидкохідної ступіні редуктора

3.2 Розрахунок тихохідної ступіні редуктора

4 Розробка ескізного проекту (компонування) редуктора

5 Розрахунок валів

5.1 Проектувальний розрахунок швидкохідного вала

5.2 Проектувальний розрахунок проміжного вала

5.3 Проектувальний розрахунок тихохідного вала

5.4 Перевірочний розрахунок тихохідного вала

6 Вибір підшипників

6.1 Вибір підшипників для швидкохідного вала

6.2 Вибір підшипників для проміжного вала

6.3 Вибір підшипників для тихохідного вала

7 Розрахунок шпонкових з'єднань

8 Вибір муфти

9 Вибір олії і системи змащення зубцюватих зачеплень іпідшипників

Список літератури

Вступ

Транспортёры (конвейеры)предназначены для перемещения сыпучих и кусковых грузовых материалов илиштучных однородных грузов непрерывным потоком на небольшие расстояния. Ихшироко применяют для менанизирования разгрузочно — погрузочных работ, длятранспортирования изделий в технологических поточных линиях.

В настоящее времяизвестно большое количество разнообразных транспортирующих устройств,различающихся по принципу действия и по конструкции.

Все эти устройства можноразделить на две основные группы:

1. транспортирующиеустройства с тяговым органом – ленточные и цепные транспортёры и элеваторы.

2. транспортирующиеустройства без тягового органа – гравитационные.

Независимо от типатягового органа транспортёры состоят из следующих основных частей:

· приводнаястанция, от которой тяговый орган получает движение

· тяговый орган сэлементами размещения груза (ковши, скребки, люльки) или без них

· рамаили ферма транспортёра

· поддерживающееустройство (катки, ролики)

· натяжная станция,которая создаёт и поддерживает необходимое натяжение тягового органа

Приводная станциявключает двигатель, передачу ( зубчатую, червячную и д. р.), соединительныемуфты, ведущий барабан или звёздочки с валом и опорами. Конструкция приводнойстанции и ее расположение относительно конвеера могут быть различными.

Натяжная станцияпозволяет перемещать ведомый вал с помощью винтовых механизмов и поддерживатьтаким образом, необходимое натяжение тягового органа. Кроме винтовыхприменяются грузовые натяжные устройства.

В ленточных транспортёрахтяговым органом служит гибкая лента (ремень), чаще всего текстильная,прорезиненная.

Дано: F = 2.8 кН;

V= 1,65 м\сек;

D = 200 мм.

Позначення насхемах:

1 –електродвигун, 2 – ремінна (ланцюгова) передача, 3 – редуктор,

4 – муфта, 5 –барабан.

F – окружнезусилля на барабані, V – швидкість стрічки, D – діаметр барабана.

1. Енергокінематічний розрахунокприводу

1.1 Определяемпотребляемую мощность привода:

/>Вт;

1.2 Определяем требуемуюмощность электродвигателя:

/>Вт;

где: />

1.3 Определяем угловуюскорость выходного вала:

/>рад/с

1.4 Определяем частотувращения приводного вала:

1.5 Определяем требуемуючастоту вала электродвигателя:

По табличным значениямвыбираем электродвигатель типа: АИР 132S4

Р=5,5кВт и n = 1445/>

1.6 Определяем общеепередаточное число привода:

1.7 Определяемпередаточное число цепной передачи:

1.8 Передаточное числоредуктора:

1.9 Определяем частотувращения вала колеса быстроходной ступени редуктора:

/>об/мин

1.10 Определяем частотувращения вала колеса промежуточной ступени двухступенчатого редуктора:

/>об/мин

1.11 Определяем частотувращения тихоходного вала:

/>об/мин

1.12 Определяем мощностьна валу электродвигателя:

/> Вт

1.13 Определяем мощностьна быстроходном валу редуктора:

/> Вт

1.14 Определяем мощностьна промежуточном валу редуктора:

/>Вт

1.15 Определяем мощностьна тихоходном валу редуктора:

/>Вт

1.16 Определяем мощностьна валу барабана:

/>Вт

1.17 Определяем мощностьна ленте:

/>Вт

1.18 Определяем угловуюскорость вала электродвигателя:

/>рад/с

1.19. Определяем угловуюскорость быстроходного вала:

/>рад/с

1.20 Определяем угловуюскорость промежуточного вала:

/>рад/с

1.21 Определяем угловуюскорость тихоходного вала:

/>рад/с

1.22 Определяем момент навалу электродвигателя:

1.23 Определяем момент набыстроходном валу редуктора:

1.24 Определяем момент напромежуточном валу редуктора:

1.25 Определяем момент натихоходном валу редуктора:

1.26 Определяем момент навалу барабана:

1.27 Определяем момент наленте:

2.Разрохунок ланцюгової передачі.

2.1 Выбираем число зубьевмалой звездочки по таблице при передаточном отношении U=1.47 и частоте вращения /> />

2.2 Определяем число зубьевбольшой звездочки

/> Округляем до целого.

2.3 Уточняем передаточноеотношении цепной передачи

2.4 Коэффициентдинамической нагрузки/>

2.5 Коэффициент режима /> посколькупринята двухсменная работа передачи

2.6 Коэффициент наклонапередачи к горизонту />т.к. угол наклона передачи кгоризонту равен/>

2.7 Коэффициент способарегулировки натяжения цепи />

2.8 Коэффициент смазки изагрязнения передачи />. Предварительно принята скоростьцепи />

2.9 Коэффициентмежосевого расстояния />

2.10 Коэффициентэксплуатации:

2.11 Коэффициент числазубьев:

/> - базовое число зубьев

2.12 Коэффициент частотывращения:

2.13 Расчетная мощность:

/>кВт

По таблице принимаем />кВт Этоймощности соответствует цепь однорядная роликовая ПР – 25,4 – 56700

2.14 Определяем параметрыроликовой однорядной цепи:

Шаг цепи />мм

Разрушительная сила/>Н

Диаметр />мм

Ширина цепи />мм

Масса 1 метра цепи/>

2.15 Пригодностьвыбранной цепи проверяем по наибольшему допустимому шагу />мм, должно соблюдатьсясоотношение />25,4<50,8.Выбранная цепь пригодна для данных условий работы

2.16 Скорость цепи:

По скорости уточняемкоэффициент смазки />

2.17 Межосевое расстояниецепной передачи:

/>мм

2.18 Длина цепи в шагах :

Целое число шагов />

2.19 Уточняем межосевоерасстояние при длине цепи 116 шагов цепи:

Передача работает лучшепри провисании холостой ветви цепи, поэтому расчетное межосевое расчетноеуменьшаем на (0,002…..0,004) />.

Окончательное межосевоерасстояние:

Принимаем />мм

2.20 Усилия в передаче:

Окружное усилие:

/>Н

Натяжение цепи отцентробежных сил:

/>Н

Коэффициент провисанияравен />

Сила предварительногонатяжения от массы цепи:

/>Н

Давление цепи на вал:

/>Н

Натяжение ведущей ветви цепи:

/>Н

Натяжение ведущей цепи:

/>Н

2.21 Проверка передачи нарезонанс:

Критическая частотавращения ведущей звездочки:

/>об/мин

Границы зоны, опасной порезонансу:

меньшее значение:

/>об/мин

большое значение:

/>об/мин

Рабочая частота находитсяза пределами опасной зоны.

2.22 Размеры звездочек:

делительный диаметрведущей звездочки:

/>мм

делительный диаметрведомой звездочки:

/>мм

диаметр окружности вершинзубьев ведущей звездочки:

/>мм

диаметр окружности вершинзубьев ведомой звездочки:

/>мм

диаметр окружности впадинзубьев ведущей звездочки:

/>мм

диаметр окружности впадинзубьев ведомой звездочки:

/>мм

ширина зубчатого венцазвездочки для однорядной цепи:

/>мм

3. Разрохунокзубчатої передачі

3.1 Разрохунокшвидкохідної ступені редуктора

Заданныепараметры (Страница: 1)

Передача: быстроходная Косозубая внешнего зацепления

Типрасчета: Проектировочный

Стандартрасчета ГОСТ

Основные данные

Рабочий режим передачи

Средневероятный

Термообработка колес

Шестерня

Улучшение

Колесо

Улучшение

Расположение шестерни на валу

Несимметричное

Нереверсивная передача

Момент вращения на ведомом валу, Нм

43.21

Частота вращения ведомого вала, об./мин.

578.00

Передаточное число

2.50

Ресурс, час

14000.00

Число зацеплений

Шестерня

Колесо

Дополнительные данные

Коэффициент ширины колеса

0.315

РезультатыАPМ Trans(Страница 2)

Таблица1. Основная геометрия

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Межосевое расстояние

71.000

мм

Модуль

0.500

мм

Угол наклона зубьев



8.338

град.

Делительный диаметр

40.933

101.068

мм

Основной диаметр

38.416

94.854

мм

Начальный диаметр

40.933

101.068

мм

Диаметр вершин зубьев

41.933

102.068

мм

Диаметр впадин

39.683

99.818

мм

Коэффициент смещения

0.000

Высота зубьев

1.125

мм

Ширина зубчатого венца

25.000

23.000

мм

Число зубьев

200

Таблица 2. Свойства материалов

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Допускаемые напряжения изгиба

Fa

285.882

МПа

Допускаемые контактные напряжения

Ha

499.091

МПа

Твёрдость рабочих поверхностей

27.0

HRC

Действующие напряжения изгиба

Fr

182.985

182.642

МПа

Действующие контактные напряжения

Hr

494.957

МПа

Таблица 3. Силы

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Тангенциальная сила

855.065

Радиальная сила

317.903

Осевая сила

125.321

Расстояние от торца колеса до точки приложения силы

12.500

мм

Плечо силы

20.466

мм

РезультатыАPМ Trans(Страница 3)

Таблица4. Параметры торцевого профиля

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Угол профиля зубьев в точке на окружности вершин

a

23.633

21.671

град.

Радиус кривизны профиля зуба в точке на окружности вершин

a

8.405

18.846

мм

Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке

p

5.666

16.107

мм

Таблица 5. Параметры постоянной хорды

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Постоянная хорда зуба

0.694

мм

Высота до постоянной хорды

0.374

мм

Радиус кривизны разноимённых профилей зубьев в точках, определяющих положение постоянной хорды

s

7.431

17.812

мм

Основной угол наклона зубьев

b

7.832

град.

Таблица 6. Параметры общей нормали

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Угол профиля

x

20.196

град.

Радиус кривизны профиля в точках пересечения с общей нормалью

w

7.236

17.897

мм

Длина общей нормали

14.607

36.131

мм

Число зубьев в общей нормали

znr

РезультатыАPМ Trans(Страница 4)

Таблица7. Параметры по хорде

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Заданный диаметр

40.933

101.068

мм

Угол профиля в точке на заданном диаметре

y

20.196

град.

Окружная толщина зубьев на заданном диаметре

sty

0.794

мм

Угол наклона зубьев на заданном диаметре

v

8.338

град.

Половина угловой толщины зубьев

yv

1.076

0.436

град.

Толщина по хорде зуба

0.785

мм

Высота до хорды зуба

hay

0.504

0.501

мм

Таблица 8. Контроль по роликам

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Диаметр ролика

0.866

мм

Диаметр окружности проходящей через центр ролика

41.295

101.438

мм

Торцевой размер по роликам

42.154

102.304

мм

Угол профиля на окружности проходящей через центры ролика

d

21.523

20.756

град.

Радиус кривизны профиля в точках касания с роликом

m

7.146

17.545

мм

Таблица9. Параметры взаимного положения профилей зубьев

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Шаг зацепления

p

1.476

мм

Осевой шаг

10.832

мм

Ход зубьев

877.399

2166.417

мм

Таблица 10. Проверка качества зацепления

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Мин. число зубьев нарезаемых без подреза при данном смещении

zmin

17.097

Угол наклона линии вершины зубьев

a

8.539

8.419

град.

Нормальная толщина зуба на поверхности вершин

sna

0.400

0.413

мм

Радиальный зазор в зацеплении

0.125

мм

Коэффициент торцевого перекрытия



1.838

Коэффициент осевого перекрытия



2.065

Коэффициент перекрытия



3.903

Угол зацепления

tw

20.196

град.

РезультатыАPМ Trans(Страница 5)

Таблица11. Допуски колеса и шестерни

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Минимально возможный зазор

jn min

13.000

мкм

Максимально возможный зазор

jn max

110.128

мкм

Предельное отклонение межосевого расстояния

22.000

мкм

Класс точности

Вид сопряжения

Класс отклонений межосевого расстояния

III

Минимальный возможный угол поворота

min

2' 20.69"

0' 56.98"

Максимальный возможный угол поворота

max

19' 51.82"

8' 2.69"

Допуск на радиальное биение зубчатого венца

0.028

0.038

мм

Наименьшее дополнительное смещение исходного контура

-0.028

-0.032

мм

Допуск на смещение исходного контура

0.045

0.053

мм

Верхнее отклонение высоты зуба

ESH

-0.028

-0.032

мм

Нижнее отклонение высоты зуба

EIH

-0.073

-0.085

мм

Наименьшее отклонение средней длины общей нормали

EWm

-0.025

-0.031

мм

Допуск на среднюю длину общей нормали

TWm

0.015

0.016

мм

Верхнее отклонение средней длины общей нормали

ESWm

-0.025

-0.031

мм

Нижнее отклонение средней длины общей нормали

EIWm

-0.040

-0.047

мм

Наименьшее отклонение длины общей нормали

-0.018

-0.022

мм

Допуск на длину общей нормали

0.030

0.036

мм

Верхнее отклонение длины общей нормали

ESW

-0.018

-0.022

мм

Нижнее отклонение длины общей нормали

EIW

-0.048

-0.058

мм

3.2 Разрохунок тихоходноїпередачі

Выбираем материал итермическую обработку зубчатых колес, тихоходной передачи. Из таблицы 2.1учебника Курсовое проэктирование «Детали машин», автор П.Ф.Дунаев.

Механическиехарактеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи Марка стали Термообработка HB1ср в []H []F HB2ср H/мм2 Шестерня 45 улучшение 290 890 Колесо 45 улучшение 220 735

3.2.1 Определяем среднюютвердость рабочих поверхностей зуба шестерни

Принимаем />

3.2.2 Определяем среднюютвердость рабочих поверхностей зуба колеса:

Принимаем/>

Допускаемые напряжения

Допускаемые контактныенапряжения:

3.2.3 Пределывыносливости для шестерни и колеса:

/>МПа

3.2.4 Коэффициентбезопасности />:

3.2.5 Число оборотовшестерни и колеса:

/>об/мин

3.2.6 Суммарное числоциклов переменны напряжений в зубьях

Для шестерни

Для колеса

3.2.7 Эквивалентное числоциклов перемены напряжений:

Для шестерни:

Для колеса:

3.2.8 Определяем базовыечисла циклов нагружения:

3.2.9 Определяемкоэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

3.2.10 Определяем допускаемоконтактное напряжение для шестерни и колеса:

/>МПа

Допускаемые напряженияизгиба:

3.2.11 Пределывыносливости для шестерни и колеса:

/>МПа

3.2.12 Эквивалентноечисло циклов перемены напряжений:

Для шестерни:

Для колеса:

3.2.13 Определяемкоэффициент долговечности:

где: /> - — базовое числоциклов для зубчатых колес;

для шестерни:

/>Принимаем />

Для колеса:

/> Принимаем />

3.2.14 Коэффициентучитывающий влияние двухстороннего положения нагрузки />

3.2.15 Коэффициент запасапрочности:

/> />

3.2.16 Коэффициентучитывающий способ получения заготовки:

/> />

3.2.17 Коэффициентбезопасности:

/> />

3.2.18 Допускаемыенапряжения изгиба шестерни и колеса:

3.2.19 Опрделяеммежосевое растояние

/>,

где Ка– коэффициент, для косозубых колес Ка=430МПа

U — передаточное число,

КНβ<sub/>- коэффициент концентрации нагрузки КНβ<sub/>=1,04

ТТ — момент на колесе,

Ψа — коэффициент зависящий от положения колес относительноопор, при косольном расположении Ψа= 0,4,

[σ]н — допускаемое контактное напряжениеколеса.

3.2.20 Определяемкоєффициент ширины:

3.2.21 Определяеммежосевое расстояние

/>мм

Принимаем />=125мм

Предеварительные основныеразмеры колеса

3.2.22 Делительныйдиаметр

d2 = 2 ּаωּu/ ( u — 1 ) ,

d2 = 2 ּ0,125 ּ 2.5/ ( 2.5 + 1 ) = 0,179 м = 180 мм .

3.2.23 Ширина колеса

bw2 = Ψbа ּ аω ,

bw2 = 0.4 ּ0,125 = 0,05 м = 50мм

3.2.24 Коэффициент шириныколеса относительно модуля:

/> - принимаем значение по таблице;

3.2.25 Модуль зацепления:

3.2.26 Минимальный уголнаклона зубьев шевронных колес

βmin =25 °

3.2.27 Суммарное числозубьев

zс = 2 ּаω ּ cos βmin / тn=2 ּ 140 ּ cos25˚ / 2 =113.3 Принимаем zс =113

3.2.28 Действительноезначение угла наклона:

β = arccos (zΣ ּ т / 2 ּаω ) = arccos (113.3 ּ 2 / 2ּ 125 ) = 24.98˚=25˚

3.2.29 Число зубьевшестерни и колеса

z1 = zс / ( U±1 ) ≥ z1min<sub/>,

где z1min<sub/>- минимальное число зубьев

z1 = 113 / ( 2,5 + 1 ) = 32,3=32 .

3.2.30 Число зубьев колеса

z2 = zс — z1 = 113 – 32=81 .

3.2.31 Фактическоепередаточное число

Uф = z2/ z1 = 81/32 =2,53

Отклонение передаточногочисла от заданного меньше 4%.

Диаметры колес

3.2.32 Делительныйдиаметр шестерни

d1 = z1ּ тn / cosβ = 32 ּ 2 / cos25˚ = 70 мм .

3.2.33 Делительныйдиаметр колеса

d2 = z2ּ тn / cosβ = 81 ּ 2 / cos25˚ = 178.75 мм .

3.2.34 Модуль торцевой:

/>мм

3.2.35 Определяемокружную силу в зацеплении:

Ft1 = Ft2 =2 ּ Т1 / d2 = 2 ּ86,42 / 0,17875 = 966,94 Н .

3.2.36 Определяемокружную скорость на делительной окружности:

/>м/с

Назначаем степеньточности редуктора Ст = 8

Коэффициент, учитывающийвлияние разности шагов в зациплении/>

Коэффициент, учитывающийвлияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку/>

3.2.37 Удельная окружнаядинамическая сила:

/>н/мм

3.2.38 Коэффициентучитывающий распределение нагрузки между зубьями:

3.2.39 Уточненноезначение коэффициента ширины колеса относительно диаметра:

3.2.40 Уточненноезначение коэффициента:/>1,021

3.2.41 Уточняем значениеугловой скорости колеса:

/>рад/с

3.2.42 Уточненноезначение числа оборота колеса:

/>об/мин

3.2.43 Коэффициент,учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:

3.2.44 Удельная расчетнаяокружная сила:

/>Н/мм

3.2.45 Коэффициент,учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

3.2.46 Коэффициент, учитывающиймеханические свойства материалов зубчатых колес:

/>МПа

3.2.47 Коэффициентторцевого перекрытия:

3.2.48 Коэффициентучитывающий суммарную длину контактных линий:

3.2.49 Действующие впередаче контактные напряжения:

/>МПа

/> - условия прочности выполняются.

Проверочный расчет навыносливость по напряжениям изгиба

3.2.50 Эквивалентноечисло зубьев:

шестерни

Колеса

3.2.51 Коэффициент формызуба:

/>;/>

3.2.52 Коэффициент,учитывающий перекрытие зубьев />

3.2.53 Коэффициент,учитывающий наклон зубьев:

3.2.54Определяемотношение />

/>МПа

Из пар сопряженных колесрасчет ведем по колесу с меньшим отношением, т.е. по колесу.

3.2.55 Коэффициентнеравномерности нагрузки:

3.2.56 Коэффициент, учитывающийвлияние погрешностей на динамическую нагрузку:

3.2.57 Коэффициент,учитывающий влияние разности шагов в зацеплении/>

3.2.58 Коэффициент,учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

3.2.59 Удельная окружнаядинамическая сила:

3.2.60 Коэффициент,динамической нагрузки:

3.2.61 Удельная расчетнаяокружная сила:

/>Н/мм

3.2.62 Напряжение изгибав опасном сечении зуба колеса:

/>МПа

шестерни

/>МПа

/> ; />

Условие прочностисоблюдается.

Прочность зубьев приперегрузках.

3.2.63 Максимальныеконтактные напряжения:

/>МПа

Условие прочностисоблюдается.

3.2.64 Максимальныенапряжения изгиба для шестерни:

/>МПа

для колеса:

/>МПа

/>; />

Усилия в зацеплении.

3.2.65 Окружное усилие:

/>Н

3.2.66 Радиальное усилие:

FR1 =FR2=Ft1 ּ tg αw / cos β = 2469.14* 0,364 /0.906 = 992.0165 H .

3.2.67 Осевое усилие:

FА1 =FА2 = Ft1 ּ tg β = 2469,14* 0,466 = 1151,378 Н .

Геометрические параметрыпередачи.

Межосевое расстояние />мм

Нормальный модульзацепления />

Угол наклона зуба/>

Число зубьев шестерни />

Число зубьев колеса />

Ширина венцаколеса />мм

Дилительныйдиаметр шестерни />мм

Дилительныйдиаметр колеса />мм

Ширина венцашестерни />мм

Диаметры окружностейвершин зубьев:

Шестерня dа1 = d1 + 2 т =70+2*2=74мм

Колесо dа2 = d2 + 2 т =178,75+2*2=182,75мм

Диаметры окружностейвпадин зубьев

шестерняdf1 = d1 — 2 т= 70 – 2 * 2 = 66 мм ,

колесоdf2 = d2 — 2 т= 178,75 — 2 *2 = 174,75 мм .

4. Розробка ескізногопроекту (компонування) редуктора

Компоновкацилиндрического редуктора

Расстояние между деталямипередач

4.1 Зазор междувнутренними поверхностями корпуса и деталями:

/>мм = 11мм

4.2 Расстояние между дномкорпуса и поверхностью зубчатых колес:

/>мм

4.3 Расстояние междуторцевыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора:

/>мм

Параметр Расчетная формула и значение, мм Толщина стенки корпуса

Толщина стенки крышки

Толщина фланца корпуса

Толщина фланца крышки

Толщина основания корпуса без бобышки

Толщина ребер основания корпуса

Толщина ребер крышки

Диаметр фундаментных болтов

Диаметр болтов у подшипников

Диаметр болтов, соединяющих основание и крышку

Проектирование валов:

Быстроходный вал.

4.4 Ориентировочныйдиаметр входного участка вала d :

/>мм

Принимаем d = 18 мм

4.5 Длина выходногоучастка вала приблизительно равна:

/>мм

4.6 Диаметр вала /> подуплотнительными устройствами равен диметру вала под подшипник 25 мм.

4.7 Ориентировочныйдиаметр участка вала под подшипник:

/>мм Принимаем/>мм

где: />

Принимаем подшипниксредней серии шариковый радиальные однорядные 305

Размеры, мм Грузоподъемность, кг d D B r

25 62 17 2 1760 1160

4.8 Длина шейки участкавала под подшипник и уплотнение равна />

4.9Диаметр участка />мм

Принимаем />

где: /> - координата фаскиподшипника;

Промежуточный вал.

4.10 Диаметр вала подколесо:

4.11Диаметр вала подподшипник:

Принимаем подшипник среднейсерии шариковый радиальные однорядные 306

Размеры, мм Грузоподъемность, кг d D B r

30 72 19 20 2200 1510

4.12 Диаметр отдельныхучастков вала:

Принимаем />

4.13 Диаметр вала подшестерню:

Тихоходный вал.

4.14 Диаметр выходноговала:

4.15 Длина выходноговала:

4.16Диаметр под подшипники уплотнение:

4.17Длина вала подподшипник и уплотнение:

Принимаем подшипниксредней серии шариковые радиальные однорядные 309

Размеры, мм Грузоподъемность, кг d D B r

45 100 25 2,5 3780 2670

4.18Диаметр отдельныйчастей вала:

4.19 Диаметр вала подколесом:

Выбор подшипника

Для быстроходного валаподбираем подшипник средней серии шариковый радиальный однорядный 305

Подшипники устанавливаютутоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равнаменее 3 м/с. Подшипники устанавливаем враспор т.к. вал имеет не значительнуюдлину и кооэфициент расширения мал.

Для промежуточного валаподбираем подшипники тяжелой серии шариковые радиальный однорядный 406. Подшипникиустанавливают утоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточноговала равна менее 3 м/с. Расстояние от поверхности стенки корпуса редуктора доподшипника равна не менее 8 мм. Подшипник смазывают консистентной смазкойнабиваемой в камеру подшипника. Подшипники устанавливаю врастяжку, что быизбежать защемления подшипников при работе.

Для тихоходного валаподбираем подшипники средней серии шариковые радиальный однорядный 309.

Подшипники устанавливаютутоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равнаменее 3 м/с. Расстояние от поверхности стенки корпуса редуктора до подшипникаравна не менее 8 мм.Подшипник смазывают консистентной смазкой набиваемой вкамеру подшипника. Подшипники устанавливаю враспор.

5. Розрахунок валів

5.1 Проектувальний рохрахунокшвидкісного валу

/>;/>;/>;/>;/>;/>/>;/>;/>

5.1.1 Схема нагружениявала в вертикальной плоскости.

для определения реакциииспользуем условияравновесия плоской системы сил:

/>/>

Составляем уравнениеравновесия системы сил:

Решаем их относилельно /> и />:

Проверка правильностивычисления :

Изгибающий момент всечении III:

Изгибающий момент всечении IV:

5.1.2 Схема нагружениявала в горизонтальной плоскости:

для определения реакциииспользуем условия равновесия плоской системы сил:

/>/>

Составляем уравнениеравновесия:

Решаем их относилтельно />и />

Проверка правильностивычисления реакции:

Изгибающий момент :

В сечении II:

в сечении III:

в сечении IV:

5.1.3 Суммарные реакцииопор:

5.1.4 Суммарныеизгибающие моменты:

5.1.5 Приведенныемоменты:

5.1.6 Диаметры вала:

5.2 Проектувальний розрахунокпроміжного валу

/>;/>;/>;/>/>;/>/>/>;/>;/>;/>

5.2.1 Схема нагружениявала в вертикальной плоскости

для определения реакциииспользуем условияравновесия плоской системы сил:

/>/>

Составляем уравнениеравновесия системы сил:

Решаем их относилельно /> и />:

Проверка правильностивычисления :

Изгибающий момент всечении II:

Изгибающий момент всечении III:

Изгибающий момент всечении IV:

5.2.2 Схема нагружениявала в горизонтальной плоскости:

для определения реакциииспользуем условия равновесия плоской системы сил:

/>/>

Составляем уравнениеравновесия:

Решаем их относилтельно />и />

Проверка правильностивычисления реакции:

Изгибающий момент :

В сечении II:

в сечении III:

в сечении IV:

5.2.3 Суммарные реакцииопор:

5.2.4 Суммарныеизгибающие моменты:

5.2.5 Приведенныемоменты:

5.2.6 Диаметры вала:

5.3 Проектувальний розрахуноктихохідного валу

/>;/>;/>;;/>;/>

5.3.1 Схема нагружениявала в вертикальной плоскости.

для определения реакциииспользуем условия равновесия плоской системы сил:

/>/>

Составляем уравнениеравновесия системы сил:

Решаем их относилельно /> и />:

Проверка правильностивычисления :

Изгибающий момент всечении II:

5.3.2 Схема нагружениявала в горизонтальной плоскости:

для определения реакциииспользуем условия равновесия плоской системы сил:

/>/>

Составляем уравнениеравновесия:

Решаем их относилтельно />и />

Проверка правильностивычисления реакции:

Изгибающий момент :

В сечении II:

в сечении III:

5.3.3 Суммарные реакцииопор:

5.3.4 Суммарныеизгибающие моменты:

5.3.5 Приведенныемоменты:

5.3.6 Диаметры вала:

5.4 Проверочный расчеттихоходного вала

Определение коэффициентазапаса прочности в опасных сечениях: II – II; III – III; IV – IV

Вал изготовлен из стали45, имеющей следующие механические свойства:

Временное сопротивлениеразрыву />;предел выносливости при симметричном цикле напряжения изгиба />предел выносливости прицикле напряжения кручения />; коэффициенты чувствительностиматериала к асимметрии цикла напряжения соответственно при изгибе и кручении />и />.

Проверяем запас прочностипо пределу выносливости в сечении IV – IV.Напряжения в этом сеченииобусловлена шпоночным пазом и посадкой ступицы звездочки на вал.

5.4.1 Находим эффективныекоэффициенты концентрации напряжения при изгибе />и кручении />от шпоночного паза:

5.4.2 Масштабныекоэффициенты при изгибе и кручении для вала из стали 45, равным 38 мм:

5.4.3 Коэффициентсостояния поверхности при шероховатости />:

5.4.4 Эффективныекоэффициенты концентрации напряжения для данного сечения вала при изгибе икручении в случае отсутствия технологического упрочнения:

5.4.5 Эффективныекоэффициенты концентрации напряжения при изгибе /> и кручении />

вала, обусловленаступицей звездочки, насаженной за вал по посадке/>:

В сечении IV – IV два концентратора напряжений; однако в расчете учитываемодин – тот, для которого />и /> наибольшие, т.е. принимаем />/>

Изгибающий момент всечении равен нулю, поэтому запас прочности />.

5.4.6 Полярный моментсопротивления сплошного вала со шпоночным пазом:

5.4.7 Напряжения кручения

для вала нереверсивнойпередачи принимаем, что напряжения кручения изменяються по пульсирующемуотнулевому циклу. Тогда

5.4.8 Запас прочности длякасательных напряжений:

III – III. Концентрация напряжений вызвана посадкойвнутреннего кольца подшипника на вал.

d=45мм

в сечении III – III действуют суммарные изгибающие моменты

и вращающий момент />

5.4.9 Осевой моментсопротивления

5.4.10 Полярный моментсопротивления:

5.4.11 Амплитуданормальных напряжений изгиба:

5.4.12 Определяем запаспрочности для нормальных напряждений:

5.4.13 Напряжениекручения:

5.4.14 Амплитуда исреднее значение нормальных напряжений кручения:

5.4.15 Запас прочностидля касательных напряжений:

5.4.16 Общий запаспрочности в сечении IV – IV:

В сечении II – II концентраторами напряжения являются шпоночный паз.Напряжения в этом сечении обусловлена шпоночным пазом и посадкой зубчатогоколеса на вал.

Находим эффективныекоэффициенты концентрации напряжения при изгибе />и кручении />от шпоночного паза:

Масштабные коэффициентыпри изгибе и кручении для вала из стали 45, равным 46 мм:

Коэффициент состоянияповерхности при шероховатости />:

Эффективные коэффициентыконцентрации напряжения для данного сечения вала при изгибе и кручении в случаеотсутствия технологического упрочнения:

Эффективные коэффициентыконцентрации напряжения при изгибе /> и кручении />

вала, обусловленаступицей колеса, насаженного на вал по посадке/>:

В сечении I I – I I два концентратора напряжений; однаков расчете учитываем один – тот, для которого />и /> наибольшие, т.е. принимаем />/>

Изгибающий момент всечении равен:

и вращающий момент />

Осевой моментсопротивления

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда нормальныхнапряжений изгиба:

Определяем запаспрочности для нормальных напряждений:

Напряжение кручения:

Амплитуда и среднеезначение нормальных напряжений кручения:

Запас прочности длякасательных напряжений:

Общий запас прочности всечении IV – IV:

Таким образом,допускаемое напряжение во всех сечениях в пределах допускаемого.

6. Вибір підшипників

6.1 Выбор подшипниковдля быстроходного вала

/>; />; />

/>; />; />; />

/>;/>

Предварительно принимаемподшипник шариковый радиальный средней серии 305.

6.1.1 Определяемдинамическую приведенную нагрузку:

для левой опоры:

А=0; она не воспринимаетосевую нагрузку

для правой опоры:

А=0; она не воспринимаетосевую нагрузку

6.1.2 Номинальнаядолговечность равна:

6.1.3 Определяемдинамическую грузоподъемность:

Принимаем радиальныешариковые подшипники средней серии 305 для обеих опор.

6.2 Вибор пошипниковдля промежуточного вала

/>; />; />

;/>; />; />

/>;/>

Предварительно принимаемподшипник шариковый радиальный тяжелой серии 406.

6.2.1 Определяемдинамическую приведенную нагрузку:

для левой опоры:

А=0; она не воспринимаетосевую нагрузку

для правой опоры:

А=0; она не воспринимаетосевую нагрузку

6.2.2 Номинальнаядолговечность равна:

6.2.3 Определяемдинамическую грузоподъемность:

Принимаем радиальныешариковые подшипники средней серии 405 для обеих опор. Замена подшипников через10000 ч.

6.3 Вибор пошипниковдля тихоходного вала

/>; />; />

;/>; />; />

/>;/>

Предварительно принимаемподшипник шариковый радиальный средней серии 306.

6.3.1 Определяемдинамическую приведенную нагрузку:

для левой опоры:

А=0; она не воспринимаетосевую нагрузку

для правой опоры:

А=0; она не воспринимаетосевую нагрузку

6.3.2 Номинальнаядолговечность равна:

6.3.3 Определяемдинамическую грузоподъемность:

Принимаем радиальныешариковые подшипники средней серии 305 для обеих опор.

7. Расчет шпоночногосоединения

Быстроходный вал

d=18 mm

b=6 mm

h=6 mm

T=35,64 H∙м

Промежуточный вал

d=32 мм

b=10 мм

h=8 мм

T=86,42 H∙м

Тихоходный вал

d=38мм

b=14мм

h=9мм

T=209,56 Н∙м

d=48мм

b=14мм

h=9мм

T=209,56Н∙м

8. Выбор муфты

Муфту подбираем подиаметру вала.

Для соединения вала ЭД свалом редуктора выбираем муфту упругую втулочно – пальцевую (МУВП) МУВП 250 –40 – 1 УЗ ГОСТ 21424 – 93

9 Смазка редуктора

Для уменьшения потерьмощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания задиров, коррозии и лишнего отвода теплотытрущихся поверхностей деталей должны иметь надёжную смазку.

В настоящее время вмашиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Вкорпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колёс былив него погружены.

Картерную смазкуприменяют при окружной скорости зубчатых колёс и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. Внастоящее время также широко применяют смазочные материалы ЦИАТИН – 201 и ЛИТОЛ– 24, которые допускают температуру нагрева до 130 оС.

Устанавливаем вязкостьмасла.

При v=0.8 м2/с. выбираем индустриальноемасло И – 30 А.

Подшипники смазываемконсистентной смазкой, закладываемые в их камеры при сборке редуктора.

1Список литературы

1. М. И. Иванов«Детали машин»

2. П. Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин»

3. Д. Н. Решетов«Детали машин. Атлас конструкций» Часть 1.

4. Д. Н. Решетов«Детали машин. Атлас конструкций» Часть 2.

5. В. И. Анурьев«Справочник конструктора машиностроителя» Том 1.

6. В. И. Анурьев«Справочник конструктора машиностроителя» Том 2.

еще рефераты

Еще работы по промышленности, производству