Привод ленточного конвейера

МОРФ КП 1202.01.158.18.01. ИАТ

Привод ленточного конвейера.

Пояснительная записка.

Зав. Отделением: Преподаватель:

Пахомова А. Ф. Литовка Н.Н.

Подпись: Подпись:

Дата: Дата:

Зав. Циклом: Студент:

Миронов А. А. Протасов С.И.

Подпись: Подпись:

Дата: Дата:

1 Задание на курсовое проектирование.

2 Описание привода ленточного конвейера.

3 Подбор электродвигателя.

4 Расчет передач.

5 Ориентировочный расчёт валов, подбор подшипников.

6 Первая эскизная компоновка редуктора.

7 Конструирование зубчатых колёс и валов.

8 Схема нагружения валов в пространстве.

9 Подбор и проверочный расчёт шпонок.

10 Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности.

11 Проверочный расчёт валов.

12 Расчет и конструирование элементов корпуса редуктора.

13 Вторая эскизная компоновка редуктора.

14 Подбор и проверочный расчёт муфты.

15 Выбор смазки редуктора.

16 Подбор посадок сопряженных поверхностей.

17 Сборка и разборка редуктора.

18 Список используемой литературы.

1.Задание на курсовое проектирование Р₃ = 3,5 КВт n₃ = 200 об/мин.

2.Описание привода ленточного конвейера

Привод состоит из электродвигателя, механической муфты, двух ступенчатого редуктора. В приводе применяется асинхронный двигатель. Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных

в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности

от двигателя к рабочей машине.

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

Достоинство редуктора:

1. Высокая надёжность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей;

2. Малые габариты;

3. Большая долговечность;

4. Высокий КПД;

5. Постоянное передаточное число;

6. Сравнительно не большие нагрузки на валы и подшипники;

7. Простота обслуживания.

Недостатки редуктора:

Высокие требования к точности изготовления и монтажа.

Шум при работе.

В данном приводе применяется двухступенчатый редуктор с прямозубой передачей.

3.Подбор электродвигателя

3.1 Определить общий КПД (табл.1.1,стр.6)

₁— зубчатой передачи.

₂— муфты.

1= 0.98 ₂= 0.98

= ₁² ₂ = 0.98² 0.98 =0,94

3.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

1- мощность на входе привода.

P3- мощность на выходе из привода.

1=3 / = 3,5 / 0,94 = 3,723 К Вт

3.3 Подбор двигателя по мощности (табл.19.27,стр.384)

3.4 Предварительное определение передаточных чисел.

U-общее передаточное число.

n _дв — частота вращения двигателя .

n3 — частота вращения выходного вала.

U= nдв/n3 =2880 / 200 =14,4

U= nдв/n3 =1430 / 200 =7,1

U= nдв/n3 = 950 / 200 = 4,7

U= nдв/n3 = 720 / 200 = 3,6

3.5 Окончательный подбор типа двигателя Марка100S2

Частота вращения 2880 об/мин

3.6 Произвести разбивку передаточного числа (табл.1,3 стр.9)

U1 — передаточное число быстроходной ступени.

U2 — передаточное число тихоходной ступени.

U2 = 0,88 U = 0.88 14,4 = 3,3

U1 = U / U2 = 14,4 / 3,3 = 4,3

3.6 Определение частоты вращения каждого вала

n1 = nдв = 2880 об/мин

n2 = n1 / U1 = 2880 / 4,3 = 669,7 об/мин

n3 = n2 / U2 = 669,7 / 3,3 =202,9 об/мин

3.7 Определение отклонения частоты вращения выходного вала по заданию n₃ = 200 об/мин по расчетам n₃= 202,9 об/мин

n₃ — n₃ / n₃ 100 = 200 — 202,9 / 200 100 = -1,45 4

(в пределах нормы).

3.8 Определениеугловой скорости каждого вала

= П n / 30

1 = П n1 / 30 = 3,14 2880 / 30 =301,44 рад/с

2 = П n2 / 30 = 3,14 669,7 / 30 = 70,1 рад/с

3 = П n3 / 30 = 3,14 202,9 / 30 = 21,2 рад/с

3.9 Определение мощности на каждом валу Р1 = Р₁ муфты = 3,72 0,98 = 3,65 К Вт Р2 = Р1 зубчатой передачи = 3,65 0,98 = 3,57 К Вт Р3 = Р2 зубчатой передачи = 3,57 0,98 = 3,5 К Вт

3.10 Определение вращающего момента на валах Т = Р /

Т1 = Р1 / 1 = 3,65 / 301,4 = 12,1 Hм Т2 = Р2 / 2 = 3,57 / 70,1 = 50,9 Hм Т3 = Р3 / 2 = 3,5 / 21,2 = 165,2 Hм

4.Расчёт передач

4.1 Первая передача

4.1.1 Исходные данные Прямозубая закрытая

Вход в передачу Т1 = 12,1 Нм; 1 =301,4 рад/с Выход Т2 =50,9 Нм Передаточное число U1 = 4,3

4.1.2 Подбор материала Выбор материала: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)

улучшение паковкой Твёрдость: шестерни НВ 194 -222

колеса НВ 180 -192

HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)

HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)

4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)

н = (но /Sн) КнL = (2 208 + 70 / 1,1) 1 = 534,6 (шестерни) н = (но /Sн) КнL = (2 186 + 70 /1,1) 1 = 401,8 (колеса)

4.1.4Определение допускаемых напряжений изгиба

F = (Fo / SF) КFL = 1,8 208 / 1,8) 1 =208 (шестерни)

F = (Fo / SF) КFL = 1,8 186 / 1,8) 1 =186 (колеса)

4.1.5 Определение межосевого расстояния передачи

=49,5 (U +1) ³ K_HB T₁ / _а U_{1 н} ²

= 49,5 (4,3 + 1) ³ 1 12,1 10³ / 0,4 4,3 (401,8)³ = 88 мм.

Принять расстояние = 90 мм.

4.1.6 Определение модуля зубьев

m = P1 / = 3,65 / 3,14 = 1,12

Принять модуль m = 1

4.1.7 Определение числа зубьев

Z = 2 / m = 2 90 / 1 =180

₁ = / (U + 1) = 180 / (4,3 + 1) =34 (шестерни)

₂ = - ₁ = 180 — 34 = 146 (колеса)

4.1.8 Определение передаточного числа редуктора

U = Z₂ / Z₁ = 146 / 34 = 4,3

4.1.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d₁ = Z₁ m = 34 1 = 34 мм (шестерни)

d₂ = Z₂ m = 146 1 = 146 мм (колеса) Диаметр вершин зубьев.

d_а1 = d₁ + 2 m = 34 + 2 1 = 36 мм (шестерни)

d_а2 = d₂ + 2 m = 146 + 2 1 =148мм (колеса) Ширина колеса b₂ =_a = 0,4 90 = 36 мм Ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 = 36 + 5 = 41 мм

4.1.10 Окружная скорость зубчатых колёс

= ₁ d₁ / 2 = 301,4 34 / 2 = 5,1 м/с.

Принимаем = 6 м/с.

4.1.11 Окружная сила

F_t1 = 2 T₁ / d₁ = 2 12,1 10³ / 34 = 712 H

4.1.12 Принять коэффициенты

K_H = 1,2 K_H = 1.2

K_H = 1,4 K_F = 1,52

_bd = b₂ / d₁ = 36 / 34 = 1,05

4.1.13 Расчёт контактного напряжения

_Н = 436 (F_t / d₁ b₁) (U + 1 / U) K_H K_H

_Н= 436 (712 / 34 36) (4,3 +1 / 4,3) 1,15 1,2 = 419 МПа

4.1.14 Коэффициент формы зуба. (табл. 6,8, стр.101)

для шестерни Z₁ =34 Y_F1 = 3,76

для колеса Z₂ =146 Y_F2 = 3,6

4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса

_F2 = Y_F2 (F_t / b₂ m) K_F K_F = 3,6 (712 / 36 1) 1,52 1,4 = 151

151 _F2

_F1 = Y_F1 (F_t / b₂ m) K_F K_F = 3,76 (712 / 36 1) 1,52 1,4 = 158

158 _F1

4.2 Вторая передача

4.2.1 Исходные данные Прямозубая закрытая

Вход в передачу Т₂ = 50,9 Нм Выход Т₃ = 165,2 Нм Передаточное число U =3,3

4.2.2 Подбор материала Выбираем материал: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)

улучшение паковкой Твёрдость: шестерни НВ 194 -222

колеса НВ 180 -192

HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)

HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)

4.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)

н = (но /Sн) КнL = (2 208 + 70 / 1,1) 1 = 534,6 (шестерни) н = (но /Sн) КнL = (2 186 + 70 /1,1) 1 = 401,8 (колеса)

4.2.4 Определение допускаемых напряжений изгиба

F = (Fo / SF) КFL = 1,8 208 / 1,8) 1 =208 (шестерни)

F = (Fo / SF) КFL = 1,8 186 / 1,8) 1 =186 (колеса)

4.2.5 Определение межосевого расстояния передачи

= 49,5 (U₂ +1) ³ K_HB T₂ / _а U_{2 н} ²

= 49,5 (3,3 +1) ³ 1 50,9 10³ / 0,4 3,3 (401,8)³ =132,9 мм

Принять расстояние =134мм.

4.2.6 Определение модуля зубьев.

m = P1 / = 3,8 / 3,14 = 1,5

Принять модуль m = 2

4.2.7 Определение числа зубьев

Z = 2 / m = 2 134 / 2 =134

₁ = / (U + 1) = 134 / (3,3 + 1) =31 (шестерни)

₂ = - ₁ = 134 — 31 = 103 (колеса)

4.2.8 Определение передаточного числа редуктора

U = Z₂ / Z₁ = 103 / 31 = 3,3

4.2.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d₁ = Z₁ m = 31 2 = 62 мм (шестерни)

d₂ = Z₂ m = 103 2 = 206 мм (колеса) Диаметр вершин зубьев.

d_а1 = d₁ + 2 m = 31 + 2 2 = 66 мм (шестерни)

d_а2 = d₂ + 2 m = 206 + 2 2 =210мм (колеса) Ширина колеса b₂ =_a = 0,4 134 = 54 мм Ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 = 54 + 5 = 59 мм

4.2.10 Окружная скорость зубчатых колёс

= ₂ d₂ / 2 = 70 62 / 2 = 2,17 м/с.

Принимаем = 3 м/с.

4.2.11 Окружная сила

F_t2 = 2 T₂ / d₁ = 2 50,9 10³ / 62 = 1642 H

4.2.12 Принять коэффициенты

K_H = 1,2 K_H = 1.14

K_H = 1,4 K_F = 1,28

_bd = b₂ / d₁ = 54 / 62 = 0.86

4.2.13 Расчёт контактного напряжения

_Н = 436 (F_t / d₂ b₁) (U + 1 / U) K_H K_H

_Н= 436 (1642 / 62 54) (3,3 +1 / 3,3) 1,14 1,2 = 408 МПа

4.2.14 Коэффициент формы зуба. (табл. 6,8, стр.101)

для шестерни Z₁ =31 Y_F1 = 3,78

для колеса Z₂ =103 Y_F2 = 3,6

4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса

_F2 = Y_F1 (F_t / b₂ m) K_F K_F = 3,6 (1642 / 54 2) 1,14 1,4 = 88

88 _F2

_F1 = Y_F2 (F_t / b₂ m) K_F K_F = 3,76 (1642 / 54 1) 1,14 1,4 = 92

92 _F1

5.Орентировочный расчёт валов, подбор подшипников

5.1 Исходные данные Первая ступень. Вторая ступень.

d₁ = 34 мм d₁ = 62 мм

d₂ = 146 мм d₂ = 206 мм

b₁ = 41 мм b₁ =58мм

b₂ = 36 b₂ =54мм

5.1.2 Определение минимального диаметра вала

D_{min 1} = 5 ³12,1 = 11 мм

D_{min 2} = 5 ³51 = 18 мм

D_{min 3} = 5 ³165 = 26 мм

5.1.3 Определение диаметра вала под подшипник

d_П1 = 20

d_П2 = 25

d_П3 = 30

5.2 Выбор подшипников

6.Первая эскизная компановка

7.Конструирование зубчатых колёс и валов

7.1 Конструирование зубчатых колёс

7.1.1 Колесо первой ступени Делительный диаметр d = 146 мм Диаметр вершин зубьев d_a = d + 2m = 146 +21 = 148 мм Диаметр впадин зубьев d_f = d — 2.5m = 146 — 2.51 = 143,5 мм Диаметр ступицы d_ст = 1,55 d_в = 1,55 30 = 46 мм Толщина обода S = 2,2 m + 0,05 b = 2,2 1 + 0,05 36 = 4 мм Толщина диска С = 0,3 b =0,3 36 = 11 мм

7.1.2 Колесо второй ступени Делительный диаметр d = 206 мм Диаметр вершин зубьев d_a = d + 2m = 206 +22 = 210 мм Диаметр впадин зубьев d_f = d — 2.5m = 206 — 2.52 = 201 мм Диаметр ступицы d_ст = 1,55 d_в = 1,55 36 = 55 мм Толщина обода S = 2,2 m + 0,05 b = 2,2 2 + 0,05 54 = 8 мм Толщина диска С = 0,3 b =0,3 54 = 16 мм

7.2 Определение реакций опор.

7.2.1. Исходные данные первого вала:

Ft1 = 712 Н; Fr1 = 259H.

Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл — ти.

?Ma = Ft1 ?0,043 — y2? 0,155 = 0

?Mc = -Ft1 ?0,112 + y1? 0,155= 0

Y2 = Ft1? 0,043 / 0,155 = 712? 0,043 / 0,155 = 197,5H

Y1 = -Ft1? 0,112 / 0,155 = 712? 0,112 / 0,155 = 514,5H

Ma = 0

Mb = y1? 0,043 = 514,5? 0,043 = 22,12Hм

Mc = y1? 0,152 — Ft1? 0,112 = 514,5? 0,152 — 712? 0,112 =0

Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл — ти. ?Ma = -Fr1 ?0,043 — X4? 0,155 = 0

?Mc = Fr1? 0,112 + X3? 0,155 = 0

X2 = -Fr1? 0,043 / 0,155 = 259? 0,043 / 0,155 = 72H

X1 = Fr1? 0,112 / 0,155 = 259? 0,112 / 0,155 = 187H

Ma = 0

Mb = X1? 0,043 = 187? 0,043 = 8,041Hм

Mc = X1? 0,155 — Fr1? 0,112 = 187? 0,155 — 259? 0,112 =0

7.2.2. Исходные данные второго вала:

Ft1 = 712Н; Ft2 = 1642Н; Fr1 = 259H; Fr2 = 598H

Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл — ти.

?Ma = -Ft1? 0,043 — Fr2? 0,103 +Y4 ?0,155= 0

?Md = -Ft2? 0,155 + Ft1? 0,112 — Y3? 0,155 = 0

Y4 = Ft1? 0,043 + Ft1? 0,103 / 0,155 = 30,6 +169,1 / 0,155 = 1288,4H

Y3 = Ft2? c + Ft1 ?(b + c) / a + b +c= 85,32 + 79,74 / 0,155 = 1065,3H

Ma = 0

Mb = -y3? a = 1065,3? 0,043 = 45,8Hм

Mc = -y3? 0,103 — Ft1? 0,06 = - 1065 ?0,103 + 712? 0,06 = -67Нм

Md = -y3? 0,155 + Ft1? 0,112 + Ft2? 0,052= - 165,1 + 79,7 + 85,4 =0

Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл — ти. ?Ma = Fr1? 0,043 — X4? Fr2 0,103 + X4? 0,155 = 0

?Md = Fr2? 0,052 — Fr1? 0,112 — X3? 0,155 = 0

X4 = Fr2? 0,103 — Fr1 ?0,043 / 0,155 = 69,5 — 11,13 / 0,155 = 377,2H

X3 = Fr2? 0,055 — Fr1? 0,112 / 0,155 = 31,1 — 29 / 152 = 13,6H

Ma = 0

Mb = -X3? 0,043 = 187? 0,043 = -0,6Hм

Mc = -X3? 0,103 — Fr1? 0,06 = -1,4 — 15,5 = -1б, 9Нм

Md = -X3? 0,152 — Fr1? 0,112 + Fr2? 0,052 = -2,1 — 29 +31,1 = 0

7.2.3. Исходные данные тредтего вала:

Ft2 = 1642Н; Fr2 = 598H

Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл — ти.

?Ma = Ft2 ?0,103 — y6? 0,155 = 0

?Mc = -Ft1? 0,052 + y5? 0б155 = 0

Y6 = Ft2? 0,103 / 0,155 = 1642? 0,103 / 0,155 = 1091H

Y5 = Ft2? 0,052 / 0,155 =1642? 0,052 / 0,155 = 550,9H

Ma = 0

Mb = y5? 0,103 = 550,9? 0,103 = 56,7Hм

Mc = y5? 0,155 — Ft2? 0,052 = 550,9? 0,155 — 1642? 0,052 =0

Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл — ти. ?Ma = Fr2 ?0,103 — X6? 0,155 = 0

?Mc = -Fr2? 0,052 + X5? 0,155 = 0

X6 = -Fr2? 0,103 / 0,155 = 598? 0,103 / 0,155 = 397,4H

X5 = Fr2? 0,052 / 0,155 = 598? 0,112 / 0,155 = 200,6H

Ma = 0

Mb = X6? 0,103 = 397,4? 0,103 = 20,6Hм

Mc = X5? 0,155 — Fr2? 0,052 = 200,6? 0,155 — 598? 0,052 =0

8.Схема нагружения валов в пространстве

8.1 Схема нагружения

9.Подбор и проверочный расчет шпонок

9.1 Первый вал Исходные данные.

d = 18 мм; Т₂ = 50,9

Размеры шпонки.

b = 6 мм; h = 6 мм;t₁ =3,5 мм;t₂ = 2,8 мм;l = 20 мм.

9.2 Второй вал Исходные данные.

d = 30 мм; Т₂ = 50,9

Размеры первой шпонки.

b = 10 мм; h = 8 мм;t₁ =5мм;t₂ = 3,3 мм;l = 20 мм.

Размеры второй шпонки.

b = 10 мм; h = 8 мм;t₁ =5мм;t₂ = 3,3 мм;l = 50 мм

9.3 Третий вал.

Исходные данные.

d₁ = 36 мм ;d₂ =26; Т₂ = 50,9

Размеры первой шпонки.

b = 10 мм; h = 8 мм;t₁ =5мм;t₂ = 3,3 мм;l = 40 мм.

b = 10 мм; h = 8 мм;t₁ =5мм;t₂ = 3,3 мм;l = 46 мм.

10.Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности

10.1Подбор подшипников на первый вал

10.1.1Исходные данные:

= 301; К_т = 1; К_д = 1,2; х = 1; С_r = 15,9.

10.1.2Реакции опор

R₁ = v X₁² +Y₁² = v 187² + 154² = 547

R₂ = v X₂² +Y₂² = v 72² + 197² = 210

R₁

R₂

10.1.3Определение эквивалентной нагрузки

R_э = х? R₁ • К_д • K_т = 1 • 547 •1,2 • 1 = 656

10.1.4Определение срока службы подшипников

L = 10⁶ / 572,4• •(С_r / R_э)³ = 10⁶ / 572,4 • 301 • (15 900 / 656) = =82 133 часов

10.2.1Исходные данные:

= 70,1; К_т = 1; К_д = 1,2; х = 1; С_r = 22,5.

10.2.2Реакции опор.

R₃ = v X₃² +Y₃² = v 13,6² + 1065,5² = 1065

R₄ = v X₄² +Y₄² = v 377,2² + 1288,4² = 1342

R₄

R₃

10.2.3Определение эквивалентной нагрузки

R_э = х? R₄ • К_д • K_т = 1 • 1342 •1,2 • 1 = 1610

10.2.4Определение срока службы подшипников

L = 10⁶ / 572,4• •(С_r / R_э)³ = 10⁶ / 572,4 • 70,1 • (22 500 / 1610) = =67 937 часов

10.3.1Исходные данные:

= 21,2; К_т = 1; К_д = 1,2; х = 1; С_r = 19,5.

10.3.2Реакции опор

R₅ = v X₅² +Y₅² = v 200² + 551² = 554,6

R₆ = v X₆² +Y₆² = v 397,4² + 1091² = 1393

R₆

R₅

10.3.3Определение эквивалентной нагрузки

R_э = х? R₆ • К_д • K_т = 1 • 1393 •1,2 • 1 = 1671

10.3.4Определение срока службы подшипников

L = 10⁶ / 572,4• •(С_r / R_э)³ = 10⁶ / 572,4 • 21,2 • (19,500 / 1671) = =96 078 часов

11.Проверочный расчёт валов.

11.1 Вал № 1

11.1.1Сечение 1 -1 d = 18 мм. Сталь 40Х.

М_х = 0

М_у = 0

М_z = Т₁ = 12,1 Нм.

b = 6мм — ширина шпонки.

h = 6мм — высота шпонки.

Механические характеристики:

д_в =800 МПа; д_-1 = 360 МПа; ф_-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208

К_d = 0,77- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213

K_f = 1,12 — коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213

К_у = 2,025 Н/мм² — эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214

К_V =1 — коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр, 214

ш_ф = 0,05

11.1.2 Коэффициент концентрации напряжения:

(К_д)_D = ((К_у / К_d) + K_f — 1)•1 / К_V = 2,7

11.1.3 Предел выносливости вала:

(д_-1)_D = ф_-1 / (К_д)_D = 133.3 Н/мм².

11.1.4 Полярный момент сопротивления:

W_k = (П / 16)•d³ — (b•h (2 • b — h)²) / 16 • d = 1032,03 мм²

11.1.5 Среднее напряжение цикла:

ф_а = ф_m = M_z / 2 • W_k = 8,6 МПа.

11.1.6 Коэффициент запаса прочности:

S = S_ф =(ф_-1)_D / ф_а + ш_ф? ф_m = 8,5

11.2 Вал № 2

11.2.1Сечение 1 -1 d = 30 мм. Сталь 40Х.

М_х = 0

М_у = 0

М_z = Т₁ = 50,9 Нм.

b = 10мм — ширина шпонки.

h = 8мм — высота шпонки.

Механические характеристики:

д_в =800 МПа; д_-1 = 360 МПа; ф_-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208

К_d = 0,77- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213

K_f = 1,12 — коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213

К_у = 2,025 Н/мм² — эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214

К_V =1 — коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр, 214

ш_ф = 0,05

11.2.2 Коэффициент концентрации напряжения:

(К_д)_D = ((К_у / К_d) + K_f — 1)•1 / К_V = 2,7

11.3 Предел выносливости вала:

(д_-1)_D = ф_-1 / (К_д)_D = 133.3 Н/мм².

11.2.4 Полярный момент сопротивления:

W_k = (П / 16)•d³ — (b•h (2 • b — h)²) / 16 • d = 4970 мм²

11.2.5 Среднее напряжение цикла:

ф_а = ф_m = M_z / 2 • W_k = 5,1 МПа.

11.2.6 Коэффициент запаса прочности:

S = S_ф =(ф_-1)_D / ф_а + ш_ф • ф_m = 5

11.3 Вал № 3

11.3.1Сечение 1 -1 d = 36 мм. Сталь 40Х.

М_х = 0

М_у = 0

М_z = Т₁ = 165 Нм.

b = 10мм — ширина шпонки.

h = 8мм — высота шпонки.

Механические характеристики:

д_в =800 МПа; д_-1 = 360 МПа; ф_-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208

К_d = 0,77- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213

K_f = 1,12 — коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213

К_у = 2,025 Н/мм² — эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214

К_V =1 — коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр, 214

ш_ф = 0,05

11.3.2 Коэффициент концентрации напряжения:

(К_д)_D = ((К_у / К_d) + K_f — 1)•1 / К_V = 2,7

11.3.3 Предел выносливости вала:

(д_-1)_D = ф_-1 / (К_д)_D = 133.3 Н/мм².

11.3.4 Полярный момент сопротивления:

W_k = (П / 16)•d³ — (b•h (2 • b — h)²) / 16 • d = 5940 мм²

11.3.5 Среднее напряжение цикла:

ф_а = ф_m = M_z / 2 • W_k = 3,7 МПа.

11.3.6 Коэффициент запаса прочности:

S = S_ф =(ф_-1)_D / ф_а + ш_ф • ф_m = 3,5

11.4.1Сечение 1 -1 d = 25 мм. Сталь 40Х.

М_х = 0

М_у = 0

М_z = Т₁ = 165 Нм.

b = 8мм — ширина шпонки.

h = 7мм — высота шпонки.

Механические характеристики:

д_в =800 МПа; д_-1 = 360 МПа; ф_-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208

К_d = 0,77- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213

K_f = 1,12 — коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213

К_у = 2,025 Н/мм² — эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214

К_V =1 — коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр, 214

ш_ф = 0,05

11.4.2 Коэффициент концентрации напряжения:

(К_д)_D = ((К_у / К_d) + K_f — 1)•1 / К_V = 2,7

11.4.3 Предел выносливости вала:

(д_-1)_D = ф_-1 / (К_д)_D = 133.3 Н/мм².

11.4.4 Полярный момент сопротивления:

W_k = (П / 16)•d³ — (b•h (2 • b — h)²) / 16 • d = 2810 мм²

11.4.5 Среднее напряжение цикла:

ф_а = ф_m = M_z / 2 • W_k = 3,5 МПа.

11.4.6 Коэффициент запаса прочности:

S = S_ф =(ф_-1)_D / ф_а + ш_ф • ф_m = 3

12Расчет и конструирование элементов корпуса редуктора.

12.1 Определение толщины стенки корпуса редуктора.

д = 1,8 • ⁴vТ₃? 6 мм д = 1,8 •⁴v162,5 = 7 мм

12.2 Определение диаметра стяжных болтов.

d = 1,25 • ³vТ₃? 10 мм

d = 1,25 • ³v162,5 = 10 мм

d — диаметр болта.

d₂ — диаметр отв. под цилиндрическую головку.

t₁ — глубина отв. под головку.

d₀ — диаметр отв. стяжных болтов

t₁ = 13 мм d₂ = 18 мм d₀ = 11 мм

12.3 Определение диаметра фундаментных болтов.

d_ф = 1,25 • d

d_ф = 1,25 • 10 = 12,5 мм округляем до 12 мм.

12.4 Определение размера бобышки.

д₁ д₁ = (0,9…1)? д = 1? 7 = 7 мм

b₁ l b = 1,5? д = 1,5? 7 = 10,5 мм

b b₁ = 1,5? д₁ = 1,5 • 7 = 10,5 мм

f f = 0,5? д₁ = 0,5 • 7 = 3,5 мм д l = (2…2,2)? д = 2? 7 ?15мм

14.Подбор и проверочный расчёт муфты.

L_вт

D

d₀

d₁

D

D₀

L_цил L_кон

L

Размеры: таб. 15.2 стр. 127

Муфта № 1

При Т₁ = 12,1 Нм, n₁ = 2880 об/мин.

d = 16 мм. d₁ = 18 мм. L_цил= 28 мм. L_кон = 18 мм. d_п = 10 мм. L_вт =15мм. Z = 4 d₀ =20мм. L = 60 мм. D = 90 мм. D₀ = 63 мм.

Смещение осей валов. Д = 0,2 г = 1⁰30'

Муфта № 2

При Т₃ = 165 Нм, n₃ = 6700 об/мин

d = 32 мм. d₁ = 35 мм. L_цил= 58 мм. L_кон = 38 мм. d_п = 14 мм. L_вт =25мм. Z = 6 d₀ =28мм. L = 120 мм. D = 140 мм. D₀ = 105 мм.

Смещение осей валов. Д = 0,3 г = 1⁰

д_см = 2 • Т / Z • D₀ • d_п • L_вт = 0.77 Н/м.

Т — вращающий момент; d_п — диаметр пальца; L_вт — длинна упругого элемента; D₀ -диаметр расположения пальцев; Z — число пальцев.

15.Выбор смазки редуктора Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности и изнашивания трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задирав, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущихся поверхности должны иметь надежное смазывание.

Смазка зубчатых передач.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко используется картерная система смазывания. В корпус редуктора, коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло ухватывается зубьями, разбрызгивается попадает на внутренние стенки редуктора, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которыми покрываются поверхности расположенных внутри корпуса детали.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Смазывание подшипников.

Подшипники смазываются пластичными смазывающими материалами.

Например: ЛИТОЛ 24

Для подачи в подшипники пластического смазочного материала используют пресс — масленки. Смазочный материал подают под давлением специальным шприцем. Для удобства подвода шприца в некоторых случаях применяют переходные штуцера.

При смазывание колес погружением на подшипники попадают брызги масла. Подшипники защищают маслозащитными шайбами.

Табл. 8.1 стр. 135 выбираем масло марки И Г, А 32

д_n = 436 МПа х = 6 м/с И — индустриальное масло.

Г — для гидравлических систем.

А — масло без присадок.

32 — класс кинематической вязкости.

16 Подбор посадок сопряженных поверхностей.

16.1 Посадка подшипников

Внутренние кольца к валу — К6

Внешнее кольцо в корпусе — Н7

16.2 Установка колеса к валу производится с натягом

Для предотвращения смещения на валу предусмотрен буртик и установлена дистанционная втулка, посадка — D9/d9.

Для установления шпонки на колесо, выбирают переходную посадку — N10/n10.

16.3 Крышки подшипников:

Крышки подшипников закладные посадка — Н11/h11. наружный диаметр, посадка — H7/h8.

16.4 Муфта на валу.

Для обеспечения надежного закрепления выбор посадки — H7/p6.

16.5 Шплинты:

Шплинты устанавливаются в корпусе, посадка должна предотвращать смещение, посадка — H7/h7.

17. Сборка и разборка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

· на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 -100?С;

· в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;

· надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле;

· собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов;

· затягивают болты, крепящие крышку к корпусу;

· на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических пластинок;

· регулируют тепловой зазор, подсчитанный по формуле

· проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников;

· на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку;

· ввертывают пробку маслосливного отверстия с прокладкой;

· заливают в корпус масло и закрывают смотровое окно крышкой с прокладкой и закрепляют ее болтами

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

18Список используемой литературы

· Дунаев П. Ф., Леликов О. П. «Детали машин курсовое проектирование». 1990 г.

· Куклин Н. Г., Куклина Г. С. «Детали машин». 1979 г.

· Издательство Москва «Машиностроение» 1979 г." Курсовое проектирование детали машин".