Двухступенчатый редуктор

редуктор специф2.dwg

Кольцо маслозащитное
Прокладка регулировочная
Шариковые радиальные
Манжета ГОСТ 8752-79
Манжета Гост 8752-79
Шпилька М12х6gx56x58

редуктор специф1.dwg

СП рама.dwg

моя записка доработано.DOC

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение по высшему образованию
Пермский государственный технический университет
Пояснительная записка
ДМ 1И 02- 10а.00.00 ПЗ.
Тема: «Привод ленточного конвейера»
Студент: Разумков И.Н.
Руководитель проекта: Павлецова Н.К.
Проект защищен с оценкой
Кинематический расчет привода.4
1.Выбор электродвигателя.4
2.Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням.4
3.Определение чисел оборотов валов.5
4.Определение вращающих моментов на валах привода.5
Проектирование цепной передачи.6
1. Расчет цепной передачи.6
2 Звездочки. Натяжное устройство.11
Проектирование редуктора.11
1. Выбор твердости термообработки и материала колес.11
2. Допускаемые контактные напряжения.11
3. Допускаемые напряжения изгиба.13
4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.15
5. Разработка эскизного проекта.24
5.1. Проектировочный расчет валов.24
5.2. Расстояние между деталями передач.25
5.3. Выбор типа подшипников и схема их установки.25
6. Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.26
6.1. Быстроходный вал.26
6.2. Промежуточный вал.29
6.3. Тихоходный вал.30
7. Проверка подшипников качения на динамическую грузоподъемность.35
7.1. Быстроходный вал.35
7.2. Промежуточный вал.36
7.3. Тихоходный вал.37
8. Подбор и проверка шпонок.39
9. Проверочный расчет валов на усталостную и статическую прочность при перегрузках.41
9.1. Быстроходный вал.41
9.2. Промежуточный вал.42
9.3. Тихоходный вал.43
10. Смазка и смазочные устройства.45
Подбор и проверка муфт. 45
Список использованных источников.47
СпецификацииВведение.
Цель курсового проекта спроектировать привод ленточного конвейера включающего: электродвигатель; двухступенчатый цилиндрический редуктор- механизм состоящий из зубчатых цилиндрических передач служащий для передачи движения от двигателя к рабочему органу с уменьшением частоты вращения и увеличением вращающего момента и цепную передачу.
Узлы привода смонтированы на сварной раме.
Для смазывания трущихся поверхностей деталей редуктора применяют индустриальное масло И-Г-А-68 зубчатые колеса смазывают погружением в ванну с жидким смазочным материалом в нижней части корпуса редуктора – картерным способом. Остальные узлы и детали в том числе подшипники качения смазываются за счет разбрызгивания масла погруженными колесами и циркуляции внутри корпуса образовавшегося масляного тумана.
Для предотвращения вытекания смазочного материала из корпуса редуктора или выноса его в виде масляного тумана и брызг а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги применяют уплотнительные устройства.
Для предохранения привода используют предохранительную муфту.
Кинематический расчет привода.
1.Выбор электродвигателя.
1.1 Мощность на выходе
1.2 Требуемая мощность электродвигателя
где hобщ - общий КПД привода
где hц– КПД цепной передачи hц = 093; ([1] с.7)
hзц – КПД зубчатой цилиндрической передачи hзц = 097;([1] с.7)
hм – КПД муфты hм = 098;([1] с.7)
hоп – КПД опор приводного вала hоп = 099.([1] с.7)
1.3 Частота вращения приводного вала
Выбираем электродвигатель АИР 100S41410: P=3 кВт; n=1410 мин-1([1] с.459)
2.Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням.
2.1 Общее передаточное число привода
2.2 Передаточное число редуктора
где uцеп – передаточное число цепной передачи uцеп=225.([1] с.7)
2.4 Передаточное число тихоходной ступени редуктора:
2.5 Передаточное число быстроходной ступени редуктора:
3.Определение чисел оборотов валов.
3.1 Частота вращения тихоходного вала редуктора:
3.2 Частота вращения промежуточного вала редуктора:
3.2 Частота вращения быстроходного вала редуктора:
4.Определение вращающих моментов на валах привода.
4.1 Вращающий момент на приводном валу:
4.2 Момент на тихоходном валу редуктора
4.3 Момент на промежуточном валу редуктора:
4.4 Момент на быстроходном валу редуктора:
Проектирование цепной передачи.
1. Расчет цепной передачи.
где - вращающий момент на ведущей звездочке; ;
- коэффициент эксплуатации который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов учитывающих различные условия работы передачи:
где - динамичность нагрузки (с умеренными толчками) =1 ; ([2] табл.5.7);
- способ смазывания (периодический) =15; ([2] табл.5.7);
- положение передачи =1; ([2] табл.5.7);
- регулировка межосевого расстояния (передвигающимися опорами) = 1; ([2] табл.5.7);
- режим работы (двухсменный) = 125; ([2] табл.5.7).
- число зубьев ведущей звездочки; где U – передаточное число цепной передачи; ;
округляем до ближайшего нечетного числа ;
- допускаемое давление в шарнирах цепи Нмм²;
Скорость =04 мс полагая что она будет того же порядка что и скорость тягового органа рабочей машины ([2] с.94);
- коэффициент рядности цепи для однорядных цепей типа ПР
p=3175 ПР- 3175-8900 ([2] табл. К32).
1.2. Число зубьев ведомой звездочки:
1.3. Фактическое передаточное число Uф и его отклонение U от заданного:
1.4. Оптимальное межосевое расстояние a мм:
Из условия долговечности цепи где p – стандартный шаг цепи
1.5. Число звеньев цепи :
1.6. Уточнить межосевое расстояние в шагах:
1.7. Фактическое межосевое расстояние :
1.9. Диаметры звездочек:
диаметр делительной окружности
диаметр окружности выступов
где K – коэффициент высоты зуба K=07;
Kz – коэффициент числа зубьев;
- геометрическая характеристика зацепления где - диаметр ролика шарнира цепи ([2] табл. К32);
1.10. Проверка частоты меньшей звездочки :
где - частота вращения тихоходного вала редуктора ;
- допускаемая частота вращения .
1.11. Проверить число ударов цепи о зубья звездочек :
где - расчетное число ударов цепи
- допускаемое число ударов .
1.12 Фактическая скорость цепи :
1.13. Окружная сила передаваемая цепью :
где - мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу)
1.14. Давление в шарнирах цепи :
где А – площадь опорной поверхности шарнира где - соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи ([2] табл. К32);
- допускаемое давление в шарнирах цепи уточняют в соответствии с фактической скоростью ([2] с.94).
удовлетворяет условию
1.15. Проверить прочность цепи:
где - допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей ([2] табл. 5.9);
- расчетный коэффициент запаса прочности
Где а) - разрушающая нагрузка цепи зависит от шага цепи. ([2] табл.К32);
б) - окружная сила передаваемая цепью (см. п. 2.1.13);
в) - коэффициент учитывающий характер нагрузки (см. п. 2.1.1.);
г) - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви
где - коэффициент провисания ;
- межосевое расстояние (см. п.2.1.7.);
- ускорение свободного падения .
д) - натяжение цепи от центробежных сил где (см. п. 2.1.12.) .
1.16. Определим сиу давления цепи на вал Fоп
Кв - коэффициент нагрева вала(табл. 57)
Проектирование редуктора.
1. Выбор твердости термообработки и материала колес.
Принимаем термообработку №1
Термообработка колеса и шестерни одинаковая – улучшение твердость поверхности в зависимости от марки стали: 235 262 HВ 269 302HВ. Марки стали одинаковы для колеса и для шестерни 40Х ([1] с.11)
2. Допускаемые контактные напряжения.
Допускаемые контактные напряжения:
где а) - предел контактной выносливости который вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости на поверхности зубьев([1] табл. 2.2)
б) - коэффициента запаса прочности ([1] с.13)
в) - коэффициент долговечности
при условии ([1] с.13)
для материалов с поверхностным упрочнением.
Число циклов соответствующее перелому кривой усталости определяют по средней твердости поверхностей зубьев:
- эквивалентное число циклов
При постоянной частоте вращения на всех уровнях нагрузки .
Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n и времени работы Lh
где - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот ([1] с.13)
- время работы передачи
- коэффициент учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей между зубьями ([1] с.14)
- коэффициент учитывающий влияние окружной скорости ([1] с.14)
3. Допускаемые напряжения изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба:
где - предел выносливости ([1] с.15)
- коэффициент запаса прочности ([1] с.15)
- коэффициент долговечности
при условии: ([1] с.15)
где и - для улучшенных зубчатых колес. Число циклов соответствующее перелому кривой усталости
- Коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями ([1] с.15)
- Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки ([1] с.16)
4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.
4.15. Межосевое расстояние:
4.16. Окружная скорость:
Степень точности зубчатой передачи: 8.([1] с.17)
4.17. Уточненное межосевое расстояние
где - для косозубых колес;
(при симметричном расположении колес);
4.18. Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр:
4.19. Модуль передачи
Максимально допустимый модуль
Минимальное значение модуля
где - для косозубых передач;
4.20. Суммарное число зубьев и угол наклона
Угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев
4.21. Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
4.22. Фактическое передаточное число.
4.23. Диаметры колес
Делительные диаметры
Диаметры и окружностей вершин и впадин зубьев колес
4.24. Размеры заготовок.
4.25. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Расчетное значение контактного напряжения
где МПа для косозубых передач.([1] с.24)
Ранее принятые параметры передачи принимаю за окончательные.
4.26. Силы в зацеплении.
4.27. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Расчетное напряжение изгиба:
4.28. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.
Быстроходная ступень
4.1 Межосевое расстояние:
Предварительное значение:
4.4 Предварительные основные размеры колеса
Максимально допустимый модуль определяем из условия не подрезания зубьев у основания:
Минимальное значение модуля определяем из условия прочности:
- коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба
где - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения связанную с ошибками шагов зацепления колеса и шестерни ([1] с.22)
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца
- коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями
4.6 Суммарное число зубьев и угол наклона
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес
Значение округляем в меньшую сторону до целого числа и определяем действительное значение угла наклона зуба:
4.7 Число зубьев шестерни и колеса
округляем в большую сторону до целого числа
4.8 Фактическое передаточное число
4.10 Размеры заготовок
4.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
где для косозубых передач.([1] с.24)
4.12 Силы в зацеплении
4.13 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
- коэффициент учитывающий форм зуба и концентрацию напряжений в зависимости от приведенного числа зубьев
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев ([1] с.25)
- коэффициент учитывающий форм зуба и концентрацию напряжений ([1] с.25)
4.14 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.
где - коэффициент перегрузки
5. Разработка эскизного проекта.
5.1. Проектировочный расчет валов.
Предварительные диаметры валов для быстроходного вала:
ГОСТ d = 19 мм Согласовать с муфтой d = 19 мм l = 28 мм
где tцил - высота заплечика
где r - фаска подшипника
Предварительные диаметры валов для промежуточного вала: (испол.1)
где f - фаска колеса
Предварительные диаметры валов для тихоходного вала:
5.2. Расстояние между деталями передач.
5.3. Выбор типа подшипников и схема их установки.
В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.
Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.
Подшипники шариковые радиальные однорядные тяжелой серии:
Подшипник 405 ГОСТ 8338 – 75. ([1] с.459)
Подшипник 407 ГОСТ 8338 – 75. ([1] с.459)
Подшипник 408 ГОСТ 8338 – 75. ([1] с.459)
6. Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
6.1. Быстроходный вал.
Горизонтальная плоскость.
а) определяем опорные реакции.
б) строим эпюру изгибающих моментов.
Вертикальная плоскость.
б) строим эпюру изгибающих моментов.
Строим эпюру крутящих моментов.
Определяем суммарные радиальные реакции.
6.2. Тихоходный вал.
горизонтальная плоскость.
вертикальная плоскость.
6.3. Промежуточный вал.
Горизонтальная плоскость.
7. Проверка подшипников качения на динамическую грузоподъемность.
7.1. Быстроходный вал.
Где m – показатель степени - для шариковых радиальных подшипников
- коэффициент надежности ([2] с.140)
- коэффициент учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации ([2] с.140)
n - частота вращения внутреннего кольца подшипника быстроходного вала
- базовая динамическая грузоподъемность подшипника ([2] с.432)
- требуемая долговечность
- условная эквивалентная динамическая нагрузка
эквивалентная динамическая нагрузка.
Коэффициент радиальной нагрузки: ([2] с.142)
Осевая нагрузка подшипника:
Радиальная нагрузка подшипника:
Статическая грузоподъемность: ([2] с.432)
Коэффициент безопасности: ([2] с.145)
Температурный коэффициент: ([2] с.143)
Коэффициент вращения: ([2] с.143)
Определяем коэффициенты е и y по отношению ([2] с.143)
Статическая грузоподъемность: ([2] с.432)
Коэффициент безопасности: ([2] с.145)
Температурный коэффициент: ([2] с.143)
Коэффициент вращения: ([2] с.143)
б) Определяем коэффициенты е и y по отношению ([1] с.143)
Условие выполняется.
7.2. Промежуточный вал.
б) Определяем коэффициенты е и y по отношению ([2] с.143)
Коэффициент радиальной нагрузки:
7.3. Тихоходный вал.
Статическая грузоподъемность:
б) Определяем коэффициенты е и y по отношению
8. Подбор и проверка шпонок.
Подбор призматических шпонок
По диаметру вала выбираем призматическую шпонку сечением длину шпонки выбираем конструктивно. Призматические шпонки применяемые в проектируемом редукторе проверяем на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала – под колесом и под звездочкой одна шпонка быстроходного вала – под полумуфтой и одна шпонка промежуточного вала – под колесом.
где окружная сила на колесе или шестерне;
Асм – площадь смятиягде рабочая длина шпонки со скругленными концами. - стандартные размеры шпонки ([1] табл. 24.29) ;
[]см – допускаемое напряжение смятия:
8.1. Расчет шпонки быстроходного вала
Шпонка 6620 (ГОСТ 23360-78) d=19мм.([2] с.449)
8.2 Расчет шпонки промежуточного вала
Шпонка 14940 (ГОСТ 23360-78) d=45 мм.([2] с.449)
8.3. Расчет шпонок тихоходного вала
Шпонка 14936 (ГОСТ 23360-78) d=48 мм.([2] с.449)
не подходит берем посадку с нятягом
Шпонка 10870 (ГОСТ 23360-78) d=35 мм.([2] с.449)
9. Проверочный расчет валов на усталостную и статическую прочность при перегрузках.
Сталь 40Х: ([1]с.185)
9.1. Быстроходный вал.
Расчет вала на сопротивление усталости.
где [S] – допустимый запас прочности [S] = 12 25
Момент в опасном сечении (под шестерней):
Концентратором напряжении являются эвольвентные шлицы
Коэффициент влияния абсолютных размеров
Эффективный коэффициент концентрации напряжений К К
Коэффициенты влияния качества поверхности
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения Ку
Приделы выносливости образцов при симметричном цикле изгиба и кручения:
Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений:
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Расчет вала на статическую прочность при перегрузке.
где [S]T - допускаемый запас прочности [S]T = 13 25
9.2. Промежуточный вал.
Расчет вала на статическую прочность.
9.3. Тихоходный вал.
10. Смазка и смазочные устройства.
Для смазывания передачи используется картерная система. В корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло разбрызгивая его внутри корпуса за счет чего внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Т.к. контактные напряжения и окружная скорость 0525 мс то рекомендуемая вязкость масла должна быть 60 мм2с. В редуктор заливаем масло И-Г-А-68 (ГОСТ 17479.4-87). ([1] с.200)
Для контроля уровня масла применим круглый маслоуказатель так как он удобен для обзора.
Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой М2015.
Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закрыто крышкой с пробкой-отдушиной. Отдушина необходима для соединения внутреннего объема редуктора с внешней атмосферой т.к. при длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки.
Подбор и проверка муфт.
Муфта на быстроходном валу
где Кр - коэффициент режима нагружения Кр = 125([1] с.251)
Примем упругую муфту с резиновой звездочкой.
- радиальное смещение
полумуфты - сталь 35 (ГОСТ 1050-88)
звездочки – резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Нмм2
Список использованных источников.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. вузов.-5-е изд. перераб. и доп.-М.: Высш. шк. 1998.-447 с. ил.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М. Высш. шк. 1991. – 432 с.: ил.

редуктор специф3.dwg

моя записка.DOC

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение по высшему образованию
Пермский государственный технический университет
Пояснительная записка
ДМ 1И 02- 10а.00.00 ПЗ.
Тема: «Привод ленточного конвейера»
Студент: Разумков И.Н.
Руководитель проекта: Павлецова Н.К.
Проект защищен с оценкой
Кинематический расчет привода.4
1.Выбор электродвигателя.4
2.Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням.4
3.Определение чисел оборотов валов.5
4.Определение вращающих моментов на валах привода.5
Проектирование цепной передачи.6
1. Расчет цепной передачи.6
2 Звездочки. Натяжное устройство.11
Проектирование редуктора.11
1. Выбор твердости термообработки и материала колес.11
2. Допускаемые контактные напряжения.11
3. Допускаемые напряжения изгиба.13
4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.15
5. Разработка эскизного проекта.24
5.1. Проектировочный расчет валов.24
5.2. Расстояние между деталями передач.25
5.3. Выбор типа подшипников и схема их установки.25
6. Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.26
6.1. Быстроходный вал.26
6.2. Промежуточный вал.28
6.3. Тихоходный вал.29
7. Проверка подшипников качения на динамическую грузоподъемность.34
7.1. Быстроходный вал.34
7.2. Промежуточный вал.35
7.3. Тихоходный вал.36
8. Подбор и проверка шпонок.38
9. Проверочный расчет валов на усталостную и статическую прочность при перегрузках.40
9.1. Быстроходный вал.40
9.2. Промежуточный вал.41
9.3. Тихоходный вал.42
10. Смазка и смазочные устройства.44
Подбор и проверка муфт. 45
Список использованных источников.46
СпецификацииВведение.
Цель курсового проекта спроектировать привод ленточного конвейера включающего: электродвигатель; двухступенчатый цилиндрический редуктор- механизм состоящий из зубчатых цилиндрических передач служащий для передачи движения от двигателя к рабочему органу с уменьшением частоты вращения и увеличением вращающего момента и цепную передачу.
Узлы привода смонтированы на сварной раме.
Для смазывания трущихся поверхностей деталей редуктора применяют индустриальное масло И-Г-А-68 зубчатые колеса смазывают погружением в ванну с жидким смазочным материалом в нижней части корпуса редуктора – картерным способом. Остальные узлы и детали в том числе подшипники качения смазываются за счет разбрызгивания масла погруженными колесами и циркуляции внутри корпуса образовавшегося масляного тумана.
Для предотвращения вытекания смазочного материала из корпуса редуктора или выноса его в виде масляного тумана и брызг а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги применяют уплотнительные устройства.
Кинематический расчет привода.
1.Выбор электродвигателя.
1.1 Мощность на выходе
1.2 Требуемая мощность электродвигателя
где hобщ - общий КПД привода
где hц– КПД цепной передачи hц = 093; ([1] с.7)
hзц – КПД зубчатой цилиндрической передачи hзц = 097;([1] с.7)
hм – КПД муфты hм = 098;([1] с.7)
hоп – КПД опор приводного вала hоп = 099.([1] с.7)
1.3 Частота вращения приводного вала
Выбираем электродвигатель АИР 100S41410: P=3 кВт; n=1410 мин-1([1] с.459)
2.Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням.
2.1 Общее передаточное число привода
2.2 Передаточное число редуктора
где uцеп – передаточное число цепной передачи uцеп=225.([1] с.7)
2.4 Передаточное число тихоходной ступени редуктора:
2.5 Передаточное число быстроходной ступени редуктора:
3.Определение чисел оборотов валов.
3.1 Частота вращения тихоходного вала редуктора:
3.2 Частота вращения промежуточного вала редуктора:
3.2 Частота вращения быстроходного вала редуктора:
4.Определение вращающих моментов на валах привода.
4.1 Вращающий момент на приводном валу:
4.2 Момент на тихоходном валу редуктора
4.3 Момент на промежуточном валу редуктора:
4.4 Момент на быстроходном валу редуктора:
Проектирование цепной передачи.
1. Расчет цепной передачи.
где - вращающий момент на ведущей звездочке; ;
- коэффициент эксплуатации который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов учитывающих различные условия работы передачи:
где - динамичность нагрузки (с умеренными толчками) =1 ; ([2] табл.5.7);
- способ смазывания (периодический) =15; ([2] табл.5.7);
- положение передачи =1; ([2] табл.5.7);
- регулировка межосевого расстояния (передвигающимися опорами) = 1; ([2] табл.5.7);
- режим работы (двухсменный) = 125; ([2] табл.5.7).
- число зубьев ведущей звездочки; где U – передаточное число цепной передачи; ;
округляем до ближайшего нечетного числа ;
- допускаемое давление в шарнирах цепи Нмм²;
Скорость =04 мс полагая что она будет того же порядка что и скорость тягового органа рабочей машины ([2] с.94);
- коэффициент рядности цепи для однорядных цепей типа ПР
p=3175 ПР- 3175-8900 ([2] табл. К32).
1.2. Число зубьев ведомой звездочки:
1.3. Фактическое передаточное число Uф и его отклонение U от заданного:
1.4. Оптимальное межосевое расстояние a мм:
Из условия долговечности цепи где p – стандартный шаг цепи
1.5. Число звеньев цепи :
1.6. Уточнить межосевое расстояние в шагах:
1.7. Фактическое межосевое расстояние :
1.9. Диаметры звездочек:
диаметр делительной окружности
диаметр окружности выступов
где K – коэффициент высоты зуба K=07;
Kz – коэффициент числа зубьев;
- геометрическая характеристика зацепления где - диаметр ролика шарнира цепи ([2] табл. К32);
1.10. Проверка частоты меньшей звездочки :
где - частота вращения тихоходного вала редуктора ;
- допускаемая частота вращения .
1.11. Проверить число ударов цепи о зубья звездочек :
где - расчетное число ударов цепи
- допускаемое число ударов .
1.12 Фактическая скорость цепи :
1.13. Окружная сила передаваемая цепью :
где - мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу)
1.14. Давление в шарнирах цепи :
где А – площадь опорной поверхности шарнира где - соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи ([2] табл. К32);
- допускаемое давление в шарнирах цепи уточняют в соответствии с фактической скоростью ([2] с.94).
удовлетворяет условию
1.15. Проверить прочность цепи:
где - допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей ([2] табл. 5.9);
- расчетный коэффициент запаса прочности
Где а) - разрушающая нагрузка цепи зависит от шага цепи. ([2] табл.К32);
б) - окружная сила передаваемая цепью (см. п. 2.1.13);
в) - коэффициент учитывающий характер нагрузки (см. п. 2.1.1.);
г) - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви
где - коэффициент провисания ;
- межосевое расстояние (см. п.2.1.7.);
- ускорение свободного падения .
д) - натяжение цепи от центробежных сил где (см. п. 2.1.12.) .
1.16. Определим сиу давления цепи на вал Fоп
Кв - коэффициент нагрева вала(табл. 57)
Проектирование редуктора.
1. Выбор твердости термообработки и материала колес.
Принимаем термообработку №1
Термообработка колеса и шестерни одинаковая – улучшение твердость поверхности в зависимости от марки стали: 235 262 HВ 269 302HВ. Марки стали одинаковы для колеса и для шестерни 40Х ([1] с.11)
2. Допускаемые контактные напряжения.
Допускаемые контактные напряжения:
где а) - предел контактной выносливости который вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости на поверхности зубьев([1] табл. 2.2)
б) - коэффициента запаса прочности ([1] с.13)
в) - коэффициент долговечности
при условии ([1] с.13)
для материалов с поверхностным упрочнением.
Число циклов соответствующее перелому кривой усталости определяют по средней твердости поверхностей зубьев:
- эквивалентное число циклов
При постоянной частоте вращения на всех уровнях нагрузки .
Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n и времени работы Lh
где - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот ([1] с.13)
- время работы передачи
- коэффициент учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей между зубьями ([1] с.14)
- коэффициент учитывающий влияние окружной скорости ([1] с.14)
3. Допускаемые напряжения изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба:
где - предел выносливости ([1] с.15)
- коэффициент запаса прочности ([1] с.15)
- коэффициент долговечности
при условии: ([1] с.15)
где и - для улучшенных зубчатых колес. Число циклов соответствующее перелому кривой усталости
- Коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями ([1] с.15)
- Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки ([1] с.16)
4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.
4.15. Межосевое расстояние:
4.16. Окружная скорость:
Степень точности зубчатой передачи: 8.([1] с.17)
4.17. Уточненное межосевое расстояние
где - для косозубых колес;
(при симметричном расположении колес);
4.18. Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр:
4.19. Модуль передачи
Максимально допустимый модуль
Минимальное значение модуля
где - для косозубых передач;
4.20. Суммарное число зубьев и угол наклона
Угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев
4.21. Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
4.22. Фактическое передаточное число.
4.23. Диаметры колес
Делительные диаметры
Диаметры и окружностей вершин и впадин зубьев колес
4.24. Размеры заготовок.
4.25. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Расчетное значение контактного напряжения
где МПа для косозубых передач.([1] с.24)
Ранее принятые параметры передачи принимаю за окончательные.
4.26. Силы в зацеплении.
4.27. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Расчетное напряжение изгиба:
4.28. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.
Быстроходная ступень
4.1 Межосевое расстояние:
Предварительное значение:
4.4 Предварительные основные размеры колеса
Максимально допустимый модуль определяем из условия не подрезания зубьев у основания:
Минимальное значение модуля определяем из условия прочности:
- коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба
где - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения связанную с ошибками шагов зацепления колеса и шестерни ([1] с.22)
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца
- коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями
4.6 Суммарное число зубьев и угол наклона
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес
Значение округляем в меньшую сторону до целого числа и определяем действительное значение угла наклона зуба:
4.7 Число зубьев шестерни и колеса
округляем в большую сторону до целого числа
4.8 Фактическое передаточное число
4.10 Размеры заготовок
4.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
где для косозубых передач.([1] с.24)
4.12 Силы в зацеплении
4.13 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
- коэффициент учитывающий форм зуба и концентрацию напряжений в зависимости от приведенного числа зубьев
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев ([1] с.25)
- коэффициент учитывающий форм зуба и концентрацию напряжений ([1] с.25)
4.14 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.
где - коэффициент перегрузки
5. Разработка эскизного проекта.
5.1. Проектировочный расчет валов.
Предварительные диаметры валов для быстроходного вала:
ГОСТ d = 19 мм Согласовать с муфтой d = 19 мм l = 28 мм
где tцил - высота заплечика
где r - фаска подшипника
Предварительные диаметры валов для промежуточного вала: (испол.1)
где f - фаска колеса
Предварительные диаметры валов для тихоходного вала:
5.2. Расстояние между деталями передач.
5.3. Выбор типа подшипников и схема их установки.
В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.
Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.
Подшипники шариковые радиальные однорядные тяжелой серии:
Подшипник 405 ГОСТ 8338 – 75. ([1] с.459)
Подшипник 407 ГОСТ 8338 – 75. ([1] с.459)
Подшипник 408 ГОСТ 8338 – 75. ([1] с.459)
6. Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
6.1. Быстроходный вал.
Горизонтальная плоскость.
а) определяем опорные реакции.
б) строим эпюру изгибающих моментов.
Вертикальная плоскость.
б) строим эпюру изгибающих моментов.
Строим эпюру крутящих моментов.
Определяем суммарные радиальные реакции.
6.2. Тихоходный вал.
горизонтальная плоскость.
вертикальная плоскость.
6.3. Промежуточный вал.
Горизонтальная плоскость.
7. Проверка подшипников качения на динамическую грузоподъемность.
7.1. Быстроходный вал.
Где m – показатель степени - для шариковых радиальных подшипников
- коэффициент надежности ([2] с.140)
- коэффициент учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации ([2] с.140)
n - частота вращения внутреннего кольца подшипника быстроходного вала
- базовая динамическая грузоподъемность подшипника ([2] с.432)
- требуемая долговечность
- условная эквивалентная динамическая нагрузка
эквивалентная динамическая нагрузка.
Коэффициент радиальной нагрузки: ([2] с.142)
Осевая нагрузка подшипника:
Радиальная нагрузка подшипника:
Статическая грузоподъемность: ([2] с.432)
Коэффициент безопасности: ([2] с.145)
Температурный коэффициент: ([2] с.143)
Коэффициент вращения: ([2] с.143)
Определяем коэффициенты е и y по отношению ([2] с.143)
Статическая грузоподъемность: ([2] с.432)
Коэффициент безопасности: ([2] с.145)
Температурный коэффициент: ([2] с.143)
Коэффициент вращения: ([2] с.143)
б) Определяем коэффициенты е и y по отношению ([1] с.143)
Условие выполняется.
7.2. Промежуточный вал.
б) Определяем коэффициенты е и y по отношению ([2] с.143)
Коэффициент радиальной нагрузки:
7.3. Тихоходный вал.
Статическая грузоподъемность:
б) Определяем коэффициенты е и y по отношению
8. Подбор и проверка шпонок.
Подбор призматических шпонок
По диаметру вала выбираем призматическую шпонку сечением длину шпонки выбираем конструктивно. Призматические шпонки применяемые в проектируемом редукторе проверяем на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала – под колесом и под звездочкой одна шпонка быстроходного вала – под полумуфтой и одна шпонка промежуточного вала – под колесом.
где окружная сила на колесе или шестерне;
Асм – площадь смятиягде рабочая длина шпонки со скругленными концами. - стандартные размеры шпонки ([1] табл. 24.29) ;
[]см – допускаемое напряжение смятия:
8.1. Расчет шпонки быстроходного вала
Шпонка 6620 (ГОСТ 23360-78) d=19мм.([2] с.449)
8.2 Расчет шпонки промежуточного вала
Шпонка 14940 (ГОСТ 23360-78) d=45 мм.([2] с.449)
8.3. Расчет шпонок тихоходного вала
Шпонка 14936 (ГОСТ 23360-78) d=48 мм.([2] с.449)
не подходит берем посадку с нятягом
Шпонка 10870 (ГОСТ 23360-78) d=35 мм.([2] с.449)
9. Проверочный расчет валов на усталостную и статическую прочность при перегрузках.
Сталь 40Х: ([1]с.185)
9.1. Быстроходный вал.
Расчет вала на сопротивление усталости.
где [S] – допустимый запас прочности [S] = 12 25
Момент в опасном сечении (под шестерней):
Концентратором напряжении являются эвольвентные шлицы
Коэффициент влияния абсолютных размеров
Эффективный коэффициент концентрации напряжений К К
Коэффициенты влияния качества поверхности
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения Ку
Приделы выносливости образцов при симметричном цикле изгиба и кручения:
Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений:
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Расчет вала на статическую прочность.
где [S]T - допускаемый запас прочности [S]T = 13 25
9.2. Промежуточный вал.
9.3. Тихоходный вал.
10. Смазка и смазочные устройства.
Для смазывания передачи используется картерная система. В корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло разбрызгивая его внутри корпуса за счет чего внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Т.к. контактные напряжения и окружная скорость 0525 мс то рекомендуемая вязкость масла должна быть 60 мм2с. В редуктор заливаем масло И-Г-А-68 (ГОСТ 17479.4-87). ([1] с.200)
Для контроля уровня масла применим круглый маслоуказатель так как он удобен для обзора.
Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой М2015.
Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закрыто крышкой с пробкой-отдушиной. Отдушина необходима для соединения внутреннего объема редуктора с внешней атмосферой т.к. при длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки.
где Кр - коэффициент режима нагружения Кр = 125([1] с.251)
Примем упругую муфту с резиновой звездочкой.
- радиальное смещение
полумуфты - сталь 35 (ГОСТ 1050-88)
звездочки – резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Нмм2
Список использованных источников.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. вузов.-5-е изд. перераб. и доп.-М.: Высш. шк. 1998.-447 с. ил.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М. Высш. шк. 1991. – 432 с.: ил.

СП привода моя.dwg

-24-I.2-28-II.2-У3ГОСТ21424-93
ДМ 1И 01-10a.00.00.ПЗ
Приводной вал конвейера
АИР 100S4 ТУ 16-525.564-84
ДМ 1И 01-10a..00.00.ВО
Пояснительная записка
Болт фундаментный М20