СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Выбор электродвигателя

2. Кинематический и силовой расчет привода

3. Расчет механических передач

3.1 Расчет зубчатой передачи 1-2

3.2 Расчет цепной передачи 3-4

4. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников

4.1 Ориентировочный расчет валов

4.1.1 Расчет быстроходного (входного) вала редуктора (1)

4.1.2 Расчет тихоходного вала редуктора (2-3)

4.2 Выбор подшипников

5. Конструктивные размеры зубчатых колес

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Проверка долговечности подшипников

7.1 Пространственная схема механизма

7.2 Вал шестерня

7.3 Вал тихоходный

8. Проверка прочности шпоночных соединений

9. Уточненный расчет валов

9.1 Вал шестерня

9.2 Вал тихоходный

10. Выбор соединительных муфт

11. Выбор смазки

12. Выбор посадок деталей редуктора.

13. Сборка и регулировка

Заключение

Список использованных источников

ВВЕДЕНИЕ

Целью курсового проектирования является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталей машин.

Задачей проекта является разработка привода ленточного конвейера.

Привод состоит из электродвигателя, одноступенчатого редуктора. Вращательное движение от электродвигателя редуктору передается упругой втулочно-пальцевой муфтой.

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатые передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным, изгибным напряжениям, а также при действии пиковых нагрузок. Ориентировочный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие. Валы проверяются на сопротивление усталости по коэффициентам запаса прочности при совместном действии изгиба и кручения с учетом масштабных факторов и концентраторов напряжений.

Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующих контактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях.

В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев

1 – шестерня цилиндрической прямозубой передачи;

2 – колесо цилиндрической прямозубой передачи;

3 – ведущая звездочка цепной передачи;

4 –ведомая звездочка цепной передачи.

Рис. 1.1 - Кинематическая схема привода

Присваиваем индексы валам в соответствии с размещенными на них звеньями передач:

1 – быстроходный (входной) вал редуктора;

2-3 – тихоходный (выходной) вал редуктора;

4 – вал барабана.

В дальнейшем, параметры вращательного движения, геометрические параметры передач и другие величины будем обозначать в соответствии с индексами валов, к которым они относятся.

Определение КПД привода и необходимой мощности электродвигателя.

В качестве приводного используется трехфазный асинхронный электродвигатель переменного тока.

h_общ = h_м ×h₁₂ ×h₃₄ ×h_п ⁿ – общий КПД привода,

где h₁₂ , h₃₄ , h_м , h_п – КПД отдельных передач , соединительной муфты и подшипников. КПД подшипников h_п берется в степени n, равной числу пар подшипников в приводе.

Принимаем согласно /1/: h_м =0,98; h_п =0,99³ ; h₁₂ =0,97; h₃₄ =0,97, тогда

h_общ = 0,98×0,97×0,97×0,99³ = 0,895

Мощность на выходном валу редуктора

(1.1)

где - окружное усилие на звездочке, - скорость ленты конвейера.

кВт.

Таким образом мощность необходимая для привода редуктора

Вт

Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя.

(1.2)

где - частота вращения вала выбираемого электродвигателя, об/мин; - частота вращения ведомого вала редуктора, об/мин; - общее передаточное число принятое согласно рекомендациям.

об/мин,

,

Согласно рекомендации ([1], табл.1.2.) принимаем ,

об/мин,

По каталогу /1/ выбираем электродвигатель с ближайшим к n’_эд и Р’_эд значениями. Таковым электродвигателем является 4А132М4 (см. рис.1.1).

Его параметры: Р_эд =11 кВт, n_эд = 1430 об/мин, Т_пуск / Т_ном = 2.

Рис.1.2 Эскиз электродвигателя

Таблица 1.1 Основные размеры электродвигателя, мм.

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Определение расчетных передаточных чисел

Общее передаточное отношение привода

U_общ = n_эд / n₄ , (2.1)

U_общ =1430/113,5 =12,6

Согласно рекомендациям U₃₄ =0,7U₁₂ , получаем U_общ =0,7U² ₁₂

,

принимаем ,

тогда U₃₄ = U_общ / U₁₂ =12,6/4,5=2,8, принимаем U₃₄ =2,8.

Определение частоты вращения валов

Быстроходный вал редуктора :n₁ = n_эд = 1430 об/мин;

промежуточный вал редуктора:n₂₃ = n₁ / U₁₂ = 1430 / 4,5 = 317,8 об/мин;

тихоходный вал редуктора:n₄ = n₂₃ / U₃₄ = 317,8 / 2,8 =113,5 об/мин.

Отклонение от заданного: 100 (113,5 – 113,5) / 113,5 = 0 %, что допустимо.

Угловые скорости валов

Угловые скорости определяем по формуле

w = ×n/ 30, (2.2)

w₁ = w_эд = ×n_эд / 30 = 3,1416×1430 / 30 = 149,7 рад/c;

w₂₃ = ×n₂₃ / 30 = 3,1416×317,8 / 30 = 33,3 рад/с;

w₄ = ×n₄ / 30 = 3,1416×113,5 / 30 = 11,9 рад/с.

Определение мощностей на валах.

Мощность на быстроходном валу редуктора

Р₁ = Р’_эд ∙h_м = 9553∙0,98= 9362 Вт;

Мощность на промежуточном валу редуктора

Р₂₃ = Р₁ ·h₁₂ ·h_п = 9362·0,97·0,99= 8990 Вт;

Мощность на тихоходном валу редуктора

Р₄ = Р₂₃ ·h₃₄ ·h_п = 8990·0,97·0,99 = 8633 Вт.

Определение крутящих моментов на валах.

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора

Т₁ = Р₁ / w₁ = 9362 / 149,7= 62,54 Нм;

На промежуточном валу редуктора

Т₂₃ = Т₁ ·U₁₂ ·h₁₂ = 62,54·4,5·0,97= 272,98 Нм;

На тихоходном валу редуктора

Т₄ = Т₂₃ ·U₃₄ ·h₃₄ ·h_п = 272,98·2,8·0,97·0,99 = 734 Нм.

Результаты расчета сводим в таблицу

Таблица 2.1 Основные параметры передачи 1-2

3 Расчет механических передач

3.1 Расчет передачи 1-2.

Рис. 3.1 Эскиз зубчатого зацепления

Выбор материала зубчатых колёс.

Для колеса и шестерни принимаем сталь 40Х [2]. Потому что передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты

Принимаем: Твердость для шестерни: НВ=262;

Твердость для колеса: НВ=235.

Термическая обработка – улучшение. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.

Определение допускаемых напряжений.

Определение допускаемых контактных напряжений.

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны

, (3.1)

где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм² ;

S_н - коэффициент безопасности. Для зубчатых колёс с однородной структурой (нормализация, закалка, улучшение, объёмная закалка) материала S_н =1,1.

, (3.2)

где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм² ;

- коэффициент долговечности.

Принимаем по табл.4.1 /4.стр.14/.

Н/мм² ;

Н/мм² .

- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

(3.3)

;

;

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой нагрузки

, (3.4)

n – частота вращения рассчитываемого колеса, 1/мин;

с - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот;

- максимальный из длительно действующих моментов;

T_i – момент действующий в i-ое время;

t_i – время действия i-го момента; t_i определяется в долях от суммарного времени работы передачи согласно графику нагрузки.

, (3.5)

- срок службы передачи, годы;

- коэффициент суточного использования;

- коэффициент годового использования.

,

Для постоянной нагрузки

,

где с=1 – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого за один его оборот.

;

.

, (3.6)

При для переменной нагрузки принимают =1. В остальных случаях 2,4.

.

Принимаем ;

.

Принимаем ;

Н/мм² ;

Н/мм² .

Н/мм² ;

Н/мм² .

В качестве расчетных для прямозубых цилиндрических колес при наибольшей (20-30НВ) разности твердости поверхности принимается меньшее значение.

Принимаем МПа.

Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.

, (3.7)

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм² ;

S_F - коэффициент безопасности.

, (3.8)

- предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм² .

-коэффициент долговечности

По 4.2.2. /4.стр.16/ принимаем

, (3.9)

Н/мм² ;

Н/мм² .

, (3.10)

Для зубчатых колёс с твёрдостью и зубчатых колёс со шлифованной переходной поверхностью, независимо от твёрдости m_F =6.

При принимается .

- базовое число циклов перемены напряжений;

, (3.11)

- эквивалентное число циклов перемены напряжений;

, (3.12)

;

.

.

Принимаем ;

.

Принимаем ;

Н/мм² ;

Н/мм² .

Н/мм² ;

Н/мм² .

Определение допускаемых предельных напряжений при расчете на контактную и изгибную прочность по максимальным нагрузкам.

(3.13)

- допускаемое предельное напряжение при расчете на контактную прочность,

где - предел текучести материала при растяжении, Н/мм² .

Н/мм² .

Н/мм² .

- допускаемое напряжение при расчете на изгибную прочность,

где - предельное значение напряжения, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм² ;

- коэффициент безопасности.

; (3.14)

/4.стр.19/

Н/мм² ;

Н/мм² .

Н/мм² ;

Н/мм² .

Определение коэффициентов нагрузки.

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

; (3.15)

, (3.16)

где , - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца) при расчете

по контактным и изгибным напряжениям соответственно;

, - динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи) при расчете по контактным и изгибным напряжениям соответственно.

Коэффициент концентрации нагрузки.

По ГОСТ 21354-75 установлено 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор. Для передачи 1-2 принимаем схему 1. Для выбора коэффициентов принимаем параметр .

Тогда из графиков, ориентируясь по рисунку 5.1. /1.стр.22/ при и , определяем значения коэффициентов концентрации нагрузки.

; .

Динамические коэффициенты.

Значения коэффициентов и выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости.

Окружную скорость определяем по формуле 5.4 /1.стр.23/:

, (3.18)

где - частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс, 1/мин;

- вспомогательный коэффициент;

- момент на колесе рассчитываемой пары, Нм;

- коэффициент ширины зубчатого венца.

По табл.5.1. /1.стр.23/ принимаем ;

По табл.6.4. /1.стр.31/ принимаем .

м/с;

По табл.5.2 /1.стр.24/ принимаем для передачи 1-2 8-ю степень точности.

Коэффициент принимаем по табл.5.3 /1.стр.25/,

.

Коэффициент принимаем по табл.5.4 /1.стр.26/,

.

;

.

Геометрические параметры.

Предварительное значение межосевого расстояния.

Межосевое расстояние определяем по формуле (1.2) /1.стр.4/:

, мм (3.19)

где - момент крутящий на колесе, Н мм;

- коэффициент нагрузки;

- допускаемое контактное напряжение, Н/мм² ;

- передаточное число рассчитываемой передачи;

Принимаем мм.

Модуль зацепления.

Модуль в зацеплении прямозубых цилиндрических колес определяется из следующего эмпирического соотношения:

, (3.20)

Зависимость (3.20) не является теоретически точной. При её использовании следует руководствоваться следующими соображениями: при твердости поверхности зубьев Н<HB 350 берется нижнее значение указанного интервала.

.

Полученное значение модуля округляем до стандартного.

Принимаем .

Числа зубьев зубчатых колес.

Суммарное число зубьев определяем по формуле (6.2) /1.стр.29/:

, (3.21)

,

Число зубьев шестерни:

;

Принимаем .

Число зубьев колеса:

.

Уточняем значение

.

Геометрические размеры передачи.

Ширина зубчатого венца колеса:

мм.

Ширина зубчатого венца шестерни:

мм.

Диаметры делительных окружностей:

мм;

мм.

Проверим межосевое расстояние:

мм.

Диаметры окружностей вершин:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

Проверочный расчет.

Проверочный расчет по контактным напряжениям.

, (3.22)

В зависимость (3.23) момент подставляется в Н м, все линейные величины в мм.

391<442Н/мм² .

Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

Предварительно определим коэффициенты прочности зуба шестерни и колеса по табл.6.4 /1.стр.30/ в зависимости от числа зубьев колес.

Принимаем ,.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба выполняется отдельно для зуба шестерни и колеса.

, (3.23)

Н/мм² ;

Н/мм²

Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам.

, (3.24)

, (3.25)

,

,

.

Силы, действующие в зацеплении.

- окружная сила, (3.28)

- радиальная сила, (3.29)

Н;

Н.

Таблица 3.1 Результаты расчета для передачи 1-2

3.2 Расчет цепной передачи 3-4

Таблица 3.2 Исходные данные для расчета

Число зубьев ведущей звездочки

(3.30)

,

принимаем .

Число зубьев ведомой звездочки

(3.31)

где - предельное допустимое увеличение шага по износу шарниров =3% при L_h ч.

.

Фактическое передаточное число

.

Коэффициент эксплуатации

Коэффициентом эксплуатации К_э учитываются условия работы приводной цепи, влияющие на интенсивность изнашивания шарниров и соответственно, срок службы цепи. Его представляют в виде произведения частных коэффициентов:

, (3.32)

где - коэффициент динамической нагрузки, отражающий влияние характера передаваемой нагрузки на износ шарниров, принимаем для спокойной нагрузки =1; - коэффициент влияния длины цепи или межосевого расстояния, =1 (так как следует принять ),

- учитывает влияние наклона цепи, при наклоне 60 градусов принимают

;

- принимают в зависимости от способа регулирования натяжения цепи: при нерегулируемом межосевом расстоянии =1,25;

- отражает влияние температуры окружающей среды, в которой работает цепная передача, при температуре менее 150⁰ С принимаем ,

- учитывает режим работы передачи или число смен, при односменной работе , - коэффициент, учитывающий влияние характера смазывания цепи.

Скорость цепи

, (3.33)

где - числовой коэффициент, выбираемый по частоте вращения ведущей звездочки, при n₃ =317,8 об/мин с=1,6.

м/с.

При регулярной капельной смазке =1.

.

Расчетный шаг цепи

, (3.34)

где - допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм² , m – число рядов цепи, принимаем m=1.

приближенно находим шаг цепи

мм,

принимаем

18,9 Н/мм²

мм.

Принимаем мм.

Принимаем цепь ПР – 31,75 – 89 ГОСТ 13568-97.

Допускаемая частота вращения для цепи с шагом мм равна , условие выполняется т.к.

Средняя скорость цепи

.

Предварительное межосевое расстояние

Оптимальное межосевое расстояние

мм.

Минимальное межосевое расстояние

, (3.35)

где мм,

мм,

где = 0,555 при

мм.

Число звеньев цепи

.

Уточненное межосевое расстояние

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,004 т.е. 1581,9×0,004=6,3мм, следовательно .

Длина цепи мм.

Окружная сила

.

Условие износостойкости шарниров цепи

; (3.36)

где - проекция опорной поверхности шарнира.

По таблице 7.18 /6стр.150/ допускаемое давление , условие выполняется.

Проверочный расчет на статическую прочность

Статическую прочность цепи на разрыв оценивают по условию:

, (3.37)

где - условный коэффициент запаса прочности, - разрушающая нагрузка проверяемой цепи; - максимальное натяжение наиболее нагруженной ветви цепи.

, (3.38)

- натяжение ветви от действия силы тяжести; - натяжение от действия центробежных сил.

,

где - коэффициент, учитывающий провисание цепи, в зависимости от угла наклона линии центров звездочек,

q=3,8кг – масса одного метра цепи.

Н.

Н.

- нормативный коэффициент запаса прочности,

.

Нагрузка на валы цепной передачи

Н,

где - коэффициент, учитывающий расположение передачи в пространстве, при угле ψ=60⁰ .

Проектирование звездочек

Основные зависимости для расчета параметров профиля зубьев звездочек (ГОСТ 591-69)

Таблица 3.3 Основные зависимости для расчета зубьев звездочек

Параметр	Исходные данные и расчетная формула
Шаг цепи
Диаметр ролика (втулки) цепи
Геометрическая характеристика зацепления
Число зубьев звездочки	,
Диаметр делительной окружности	мм мм
Диаметр окружности выступов
Коэффициент высоты зуба К	К=0,555
Радиус впадин
Диаметр окружности впадин
Смещение центров	мм
Наибольшая хорда

Определение размеров зубьев и венцов звездочек в поперечном сечении (ГОСТ 591-69)

Таблица 3.4 Определение размеров зубьев и венцов звездочек в поперечном сечении.

Параметр	Исходные данные и расчетная формула
Диаметр ролика (втулки) цепи	мм
Высота (ширина) пластины цепи
Расстояние между внутренними пластинами цепи
Радиус закругления зуба (наименьший)	мм
Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений
Диаметр обода (наибольший)
Радиус закругления
Ширина зуба звездочки
Смещение центров	мм
Наибольшая хорда

4. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников

4.1 Ориентировочный расчет валов

Рис. 4.1 Эскиз вала шестерни

4.1.1 Расчет быстроходного (входного) вала редуктора (1).

Размеры отдельных участков вала рассчитываем по формулам (рис.4.1):

; (4.1)

; (4.2)

. (4.3)

где - вращающий момент на быстроходном валу;

- радиус скруглений подшипника;

- высота заплечника цилиндрического конца вала;

значения , принимаем /2.стр.46 /

.

Для соединения вала электродвигателя и входного вала редуктора принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую. Принимаем значение диаметра вала равное стандартному диаметру вала под ступицу полумуфты МУВП 250-38-1.32-11.2-У3 ГОСТ 21424-93.

принимаем мм.

принимаем =2,5мм; =3,5мм.

принимаем мм.

,

принимаем .

4.1.2 Расчет вала редуктора (2-3)

Рис. 4.2 Эскиз тихоходного вала

Размеры отдельных участков вала рассчитываем по формулам (рис.4.1):

; (4.1)

; (4.2)

(4.3)

(4.4)

где - вращающий момент на валу 2-3;

- радиус скруглений подшипника;

- высота заплечника цилиндрического конца вала; f – размер фаски колеса.

значения , ,f принимаем /2.стр.46 /

.

принимаем =3мм; =4мм.

принимаем мм.

.

принимаем мм,

.

4.2 Выбор подшипников

Принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники легкой и средней серии. Так как цилиндрические прямозубые колеса не создают осевых нагрузок.

Рис. 4.3 Эскиз подшипника качения

Таблица 4.1. Основные параметры подшипников качения

На валу 1 принимаем стакан [2]

Рис. 4.4 Эскиз стакана

Внешний диаметр подшипника D=80мм.

Толщина стенки δ=8мм, тогда D_a = D+2δ=80+2·8=96мм.

Толщина фланца δ₁ =1,2·8=9,6мм.

Диаметр болтов d=8мм, количество болтов z=4.

Диаметр фланца D_ф = D_a +4d=96+4·8=128мм

Крышки подшипников

Рис. 4.5 Эскизы крышек подшипников

Вал 1

Внешний диаметр подшипника D=80мм.

Толщина стенки δ=6мм.

Толщина фланца δ₁ =1,2·6=7,2мм.

Диаметр болтов d=8мм, количество болтов z=4.

Диаметр фланца принимаем равным диаметру фланца стакана D_ф = 128мм

Вал 2

Внешний диаметр подшипника D=100мм.

Толщина стенки δ=7мм.

Толщина фланца δ₁ =1,2·7=7,4мм.

Диаметр болтов d=10мм, количество болтов z=6.

Диаметр фланца D_ф = D_a +4d=100+4·10=140мм

5. Конструктивные размеры зубчатых колес

Диаметр ступицы , длину ступицы , толщину обода S и толщину диска С принимаем по формуле:

; ; ;

; мм, /2.стр.64/.

где d – диаметр посадочного отверстия;

m – модуль зацепления;

b – ширина зубчатого венца.

В данном редукторе шестерня 1 выполняются заодно с валом (вал – шестерня), а колесо 2 выполнено отдельно и напрессовывается на вал. Качество (жесткость, точность и т. д.) вала – шестерни выше, а стоимость изготовления ниже.

Заготовки колес получают ковкой в двухсторонних штампах.

Шестерня 1.

мм;

мм;

мм;

мм.

Колесо 2.

Рис. 5.1 Эскиз колеса

мм

мм

мм

мм.

мм

Диаметр ступицы

мм;

Толщина обода

мм;

принимаем мм;

Длина ступицы

мм;

Толщина диска

мм,

принимаем мм

Размеры канавки

мм,

мм.

Звездочка 3

Рис.5.2 Эскиз звездочки

мм,

Диаметр вала под ступицеймм;

Диаметр ступицы

мм;

Длина ступицы по ГОСТ 12080-66 мм

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

мм

мм;

где - вращающий момент на (выходном) тихоходном валу, Нм,

принимаем мм.

Диаметр винта крепления редуктора к плите (раме) /3/:

,

где – межосевое расстояние тихоходной передачи редуктора. Число z винтов принимают в зависимости от межосевого расстояния (мм) тихоходной ступени: z=4 при мм.

Принимаем z=4.

мм;

Принимаем мм.

Для соединения крышки с корпусом используют болты с наружной шестигранной головкой.

Диаметр (мм) винтов крепления крышки:

у подшипников

; (6.1)

соединяющих основание корпуса с крышкой

(6.2)

мм; принимаем мм.

мм; принимаем мм.

7. Проверка долговечности подшипников

7.1 Пространственная схема механизма (см п.3.14) 7.2 Вал быстроходный

Исходные параметры: F_{r 1} =F_{r 2} =861,5 H; F_{t 1} =F_{a 2} =410H; a=133,52мм; b=133,52мм; с=87мм.

Рисунок 7.1 - Расчетная схема вала

Опорные реакции вала.

Составляем уравнения моментов и определяем реакции в опорах.

Плоскость YOZ:

;

;

Н.

Н.

Проверка:

,

,

.

Проверка выполняется.

Плоскость XOZ:

;

;

Н.

;

;

Н .

Проверка:

,

,

.

Проверка выполняется.

Реакции от консольной силы.

Консольная сила ,

где - радиальная жесткость муфты при радиальном смещении валов, Н/мм; - радиальное смещение валов, мм.

Для упругой втулочно- пальцевой муфты ,

где - номинальный вращающий момент муфты по каталогу.

Н/мм.

При нормальной точности монтажа =0,3…0,7мм, принимаем =0,3мм.

Н.

;

;

Н.

;

;

Н .

Проверка:

,

,

.

Схема установки подшипников – врастяжку.

Суммарные радиальные реакции опор:

Н;

Н;

Проверка долговечности ранее принятых (см. п. 4.2) подшипников.

Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников:

,

где - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника V=1, - коэффициент безопасности, принимаем ; - коэффициент температурного режима, при температуре менее 100⁰ С .

Н;

Н.

Так как подшипник опоры 2 более нагружен, то расчет ведем по опоре 2.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.7 /1.стр.119/), (обычные условия применения, /1стр.119/).

ч.

Что меньше , следовательно, подшипники не подходят.

Принимаем подшипник 7308А, .

Схема установки подшипников – врастяжку.

Суммарные радиальные реакции опор:

Н;

Н;

Н;

Н;

где и - осевые составляющие от действия радиальных сил.

Принимаем , тогда из условия равновесия вала:

Н.

Проверка:

: , условие выполняется.

Окончательно принимаем:

Н;

Н.

Рассматриваем подшипник опоры 1:

Отношение , что больше . Окончательно принимаем Х=0,4; Y=1,7.

Рассматриваем подшипник опоры 2:

Отношение , что меньше . Окончательно принимаем Х=1; Y=0.

Проверка долговечности ранее принятых (см. п. 4.2) подшипников.

Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников:

,

,

где - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника V=1, - коэффициент безопасности, принимаем ; - коэффициент температурного режима, при температуре менее 100⁰ С .

Н;

Н.

Так как подшипник опоры 2 более нагружен, то расчет ведем по опоре 2.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.7 /1.стр.119/), (обычные условия применения, /1стр.119/).

ч.

Что больше , следовательно, подшипники подходят.

7.3 Вал тихоходный

Исходные параметры: F_{r 2} =664,4H; F_{t 2} =1825,5H; a=53мм; b=53мм; с=82мм; n₂₃ =317,8об/мин; t_Σ =19710ч; Fвy=Fв·cosψ=2420·cos60=1210Н; Fвz=Fв·sinψ=2420·sin60=2096Н .

Рис. 7.4 - Расчетная схема вала

Опорные реакции вала.

Составляем уравнения моментов и определяем реакции в опорах.

Плоскость YOX:

;

;

Н.

;

Н.

Проверка:

.

.

.

Проверка выполняется.

Плоскость XOZ:

.

;

Н.

;

;

Н.

Проверка:

.

.

.

Проверка выполняется.

Схема установки подшипников – враспор.

Суммарные радиальные реакции опор:

Н;

Н.

Проверка долговечности ранее принятых (см. п. 4.2.) подшипников 211:

Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников:

Н;

Н.

где - коэффициент безопасности по табл. 7.6 /3. стр. 118/;

- температурный коэффициент, принимаем в зависимости от рабочей температуры ( для ).

Так как подшипник опоры 6 более нагружен, то расчет ведем по опоре 2.Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.7 /3.стр.119/), (обычные условия применения, /3стр.119/), (шариковый подшипник).

ч.

Что меньше , следовательно, подшипники не подходят.

Принимаем подшипники 311. .

ч.

Что больше , следовательно, подшипники подходят.

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Расчет проводим по напряжениям смятия:

, (8.1)

Н/мм²

где - вращающий момент, Н мм;

- диаметр вала, мм;

- глубина врезания шпонки в паз вала, мм;

- высота шпонки, мм;

- длина шпонки, мм;

- ширина шпонки, мм.

Размеры , , принимаем по табл.24.29 /3.стр.432/.

Длину шпонки принимаем на 8-10 мм меньше длины ступицы колеса.

Проверяем шпонку, передающую крутящий момент от муфты на вал 1:

Принимаем шпонку ГОСТ 23360-78

.

Проверяем шпонку, передающую крутящий момент от колеса 2 на выходной вал:

Принимаем шпонку ГОСТ 23360-78

Проверяем шпонку, передающую крутящий момент от вала 2 на звездочку:

Принимаем шпонку ГОСТ 23360-78

9. Уточненный расчет валов

Материал валов: Ст 45, МПа, МПа, МПа, МПа, МПа.

Опасное сечение вала: сечение А-А (под подшипником опоры 1).

Исходные данные: Н∙м- момент кручения на валу,

Н∙м – изгибающий момент.

Источник концентрации напряжений: посадка подшипника с натягом.

Расчет на статическую прочность.

В расчете определяем нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

; (9.1)

, (9.2)

где

- суммарный изгибающий момент, Нм;

- крутящий момент, Нм;

- осевая сила, Н;

и - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм³ ;

- площадь поперечного сечения, мм² .

мм³ ;

мм³ ;

Нм;

Нм;

Н/мм² ;

Н/мм² ;

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести и материала):

;

;

- общий коэффициент запаса прочности;

.

Расчет на сопротивление усталости

- коэффициент запаса прочности,

где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Напряжения в опасных сечениях вычисляем по формулам:

; (9.3)

, (9.4)

Н/мм² ;

Н/мм² ;

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

; (9.5)

, (9.6)

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (табл.10.2 /2.стр.185/);

и - коэффициенты снижения предела выносливости.

; (9.7)

, (9.8)

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений /2/;

и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения/2/;

и - коэффициенты влияния качества поверхности /2/;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения /2/.

, - для посадки с натягом,

, - т.к. вид механической обработки: шлифование,

- нет поверхностного упрочнения.

;

;

Н/мм² ;

Н/мм² ;

;

; (9.9)

где - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений в рассматриваемом сечении;

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений /2/;

- среднее напряжение цикла .

.

.

9.2 Вал тихоходный

Рис. 9.2 Расчетная схема вала

Опасное сечение вала: сечение Б-Б (под подшипником опоры 2).

Исходные данные: Н∙м- момент кручения на валу,

Н∙м – изгибающий момент.

Источник концентрации напряжений: посадка подшипника с натягом.

Расчет на статическую прочность.

В расчете определяем нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

; (9.10)

, (9.11)

где

- суммарный изгибающий момент, Нм;

-

крутящий момент, Нм;

- осевая сила, Н;

и - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм³ ;

- площадь поперечного сечения, мм² .

мм³ ;

мм³ ;

Нм;

Нм;

Н/мм² ;

Н/мм² ;

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести и материала):

;

;

- общий коэффициент запаса прочности;

.

Расчет на сопротивление усталости

- коэффициент запаса прочности,

где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Напряжения в опасных сечениях вычисляем по формулам:

; (9.12)

, (9.13)

Н/мм² ;

Н/мм² ;

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

; (9.14)

, (9.15)

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (табл.10.2 /2.стр.185/);

и - коэффициенты снижения предела выносливости.

; (9.16)

, (9.17)

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений /2/;

и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения/2/;

и - коэффициенты влияния качества поверхности /2/;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения /2/.

, - для посадки с натягом,

, - т.к. вид механической обработки: шлифование,

- нет поверхностного упрочнения.

;

;

Н/мм² ;

Н/мм² ;

;

; (9.18)

где - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений в рассматриваемом сечении;

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений /2/;

- среднее напряжение цикла .

.

.

10. Выбор соединительных муфт

Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую:

МУВП 250-38-1.32-11.2-У3 ГОСТ 21424-93

Таблица 10 - Основные размеры муфты, мм.

11.Выбор смазки

Зацепления смазываются окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса, до погружения колеса передачи.

По /2.стр.200/ выбираем вязкость 28 мм² /с при скорости V=3,7м/с

По /2.стр.200/ принимаем масло И-Г-А-32.

12 .Выбор посадок деталей редуктора

Посадки элементов передач на валы - , что по СТ СЭВ 144-75

Шейки валов под подшипник выполняем с отклонением .

Отклонения отверстий под подшипниковые крышки и стакан .

Посадки муфт на валы редуктора -.

13.Сборка и регулировка

Сборку производим в таком порядке: на валы насаживаем зубчатое колесо, упорную втулку и подшипники. Валы устанавливаем в основание корпуса, устанавливаем крышки подшипников. Смазываем поверхность соединения крышки и основания корпуса уплотнительной пастой типа Герметик. Устанавливаем крышку корпуса, закручиваем болты, сливную пробку, маслоуказатель, заливаем масло, устанавливаем крышку смотрового окна и затягиваем болты крышки смотрового болта. Производим регулировку подшипников, на валу 1 с помощью гайки, на валу 2-3 с помощью регулировочных прокладок.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

При работе над курсовым проектом были закреплены знания методик расчета типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.

Был выбран электродвигатель. При разбивке передаточного отношения редуктора были учтены рекомендации /1/.Передаточные числа отдельных передач приняты согласно ГОСТ 2885-76 и 12289-76.

Проектный расчет зубчатых передач выполнен по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев. После определения размеров передач приведены проверочные расчеты по критерию контактной и изгибной выносливости, а также при действии пиковых нагрузок. Все условия прочности выполняются. При компоновке механизма проработан вопрос оптимального размещения зубчатых передач в корпусе редуктора, определены схемы установки опор валов, способы осевой фиксации зубчатых колес, подшипников на валах. Были определены способ изготовления и размеры элементов корпуса редуктора.

Выбранные подшипники проверены на пригодность по их долговечности из расчета по динамической грузоподъемности.

Шпоночные соединения проверены на прочность по напряжениям смятия.Определены опасные сечения валов по действующим нагрузкам, наличию и форме концентраторов напряжений. Проведен расчет на усталостную прочность (выносливость) для наиболее опасных сечений валов.

Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников.

Для соединения вала редуктора с валом тяговой звездочки выбрана муфта с упругими элементами, компенсирующие погрешности монтажа агрегатов.Полученная конструкция привода в полной мере отвечает современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного типа.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Расчёт зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию для студентов / Составил А. В. Фейгин. – Хабаровск: издательство ХГТУ, 1985. – 36с.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 2003 – 496с., ил.

3. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.: ил.