Расчет привода ленточного конвейера

Техническое задани1.doc

Данный курсовой проект состоит из пояснительной записки и графической части проекта.
Пояснительная записка содержит 65 листов формата А4 рисунков – 10 используемых источников литературы – 4.
Графическая часть состоит из четырех листов формата А1:
2. Сборочный чертеж редуктора.
Вал. Зубчатое колесо.
В курсовом проекте проектируем двухступенчатый горизонтальный редуктор и цепную передачу для привода ленточного конвейера.
Проектируемый привод ленточного конвейера состоит из асинхронного электродвигателя исполнения торообразной муфты соединяющей вал электродвигателя с быстроходным валом коническо-цилиндрического редуктора. На тихоходном валу редуктора установлена звездочка цепной передачи передающая вращательное движение от редуктора к приводу ленточного конвейера.
Выбор электродвигателя. Кинематический и
Техническое задание.
Спроектировать двухступенчатый горизонтальный коническо-цилиндрический редуктор и цепную передачу для привода ленточного конвейера. Вращающий момент на валу привода конвейера ; частота вращения приводного вала конвейера ; срок службы ; работа в одну смену; нагрузка спокойная.
Рис. 1. Привод ленточного конвейера с коническо - цилиндрическим редуктором и цепной передачей.
- электродвигатель; 2 –муфта с торообразной оболочкой; 3 – двухступенчатый коническо – цилиндрический редуктор; 4 – цепная передача; 5 – ленточный транспортер.
Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчеты.
1 Выбор электродвигателя.
Определяем потребную мощность
где вращающий момент на валу привода конвейера;
угловая скорость привода;
КПД конической и цилиндрической передач;
КПД цепной передачи;
КПД пара подшипников.
Условия для выбора электродвигателя по мощности (допустимая перегрузка не более 5%) .Выбираю значение мощности электродвигателя .
Оценка перегрузки электродвигателя:
Перегрузка не превышает допустимую поэтому электродвигатель принимаю по мощности .
Выбираю трехфазный асинхронный электродвигатель серии .
Определяем частоту вращения вала электродвигателя.
где номинальная частота вращения вала электродвигателя;
частота вращения приводного вала конвейера;
общее передаточное число привода.
где передаточные числа кинематических пар изделия.
Принимаю электродвигатель имеющий
Общее передаточное число привода.
Во избежание получения большого диаметра ведомой звездочки предварительно назначаем . Определяем возможное передаточное число редуктора.
В многоступенчатых редукторах передаточные числа должны сочетаться между собой. Связано это с тем что передачи компонуют в одном корпусе. Поэтому принимаю общее передаточное число редуктора ; передаточное число быстроходной ступени ; передаточное число тихоходной ступени . .С учетом выбранных стандартных передаточных чисел для ступеней редуктора уточняем передаточное число цепной передачи:
Окончательно принимаю .
2 Кинематический расчет привода.
Определяем частоты вращения всех элементов привода:
3 Силовой расчет привода.
Определяем вращающий момент на всех элементах привода.
Расчет зубчатых передач редуктора.
При проектировании многоступенчатых редукторов расчет зацепления начинают с тихоходной ступени редуктора так как она нагружена большим моментом и имеет большее передаточное отношение чем быстроходная ступень.
1 Расчет тихоходной ступени редуктора.
Назначаю для колеса и для шестерни сталь улучшенную с твердостью для колеса для шестерни .
В данном случае вероятность обеспечения ресурса не задана поэтому в качестве расчетной контактной твердости материала принимаем ее среднее значение.
Оцениваем возможность приработки колес
Условия приработки колес выполнены.
Для определения допустимых напряжений принимаем коэффициент запаса прочности ; предел контактной выносливости зубьев
Расчетное число циклов напряжений при постоянном режиме нагружения
где частота вращения того из колес по материалу которого определяют допускаемые напряжения ;
число зацеплений зуба за один оборот колеса (равно числу колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым);
число часов работы передачи за расчетный срок службы .
Базовое число циклов напряжений рассчитываем в зависимости от твердости материала:
Находим коэффициент долговечности при расчете по контактной выносливости.
Определяем допустимые контактные напряжения
где коэффициент безопасности для зубчатых колес с однородной структурой материала ;
Вычисляем расчетное допустимое контактное напряжение
где меньшее из значений и
В нашем случае поэтому принимаем в качестве расчетного допустимые контактные напряжения колеса .
Для определения допустимых напряжений изгиба принимаем коэффициент запаса прочности ; предел выносливости зубьев на изгиб для данного материала определяется
Коэффициент долговечности при расчете на изгибную выносливость находим из формулы:
где базовое число напряжений при изгибе; для всех сталей
Согласно условию формулы принимаю .
Находим коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
Определяем допустимые напряжения изгиба
Чтобы найти межосевое расстояние передачи принимаем коэффициент относительной ширины колес расчетный коэффициент для косозубых передач ; коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии .Тогда межосевое расстояние ;
где расчетный коэффициент;
вращающий момент на колесе ;
коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии;
допустимое контактное напряжение .
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66 и принимаем .
Определяем необходимую ширину зубчатого венца ;
Принимаю ширину зубчатого венца колеса ; ширину венца шестерни принимаем на 3 5 мм больше чем у колеса поэтому для шестерни .
Принимаю значение нормального модуля зубчатых колес в пределах:
В соответствии с ГОСТ 9563-60 назначаю .
Предварительно принимаю угол наклона зубьев и проверяем условие обеспечивающее двухпарное зацепление ;
Условие выполняется.
Определяем суммарное число зубьев ;
где суммарное число зубьев шестерни и колеса;
угол наклона зубьев .
С целью сохранения стандартных значений межосевого расстояния и модуля корректируем угол наклона зубьев ;
Находим число зубьев шестерни и колеса:
Значение округляем до ближайшего целого числа принимаю .
Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес:
Проверяем межосевое расстояние ;
Рассчитываем диаметры вершин колес ;
Вычисляем диаметры впадин колес ;
Проводим проверочный расчет по контактным напряжениям.
Чтобы определить действующие контактные напряжения находим коэффициент учитывающий механические свойства колес.
Коэффициент учитывающий форму сопряженных колес
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактной линии
где коэффициент торцевого перекрытия
Определяем окружную силу ;
Коэффициент нагрузки
где коэффициент внешней динамической нагрузки ;
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии при ;
коэффициент учитывающий внутреннюю нагрузку
где удельная окружная динамическая сила ;
где коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи
коэффициент при изготовлении по 8-й степени точности
удельная расчетная сила ;
коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
Контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок
Согласно ГОСТ 21354-87 выполняем проверку на выносливость по условию
Определяем степень недогрузки материала по контактным напряжениям:
Что допустимо допускается 10%-ная недогрузка материала.
Проводим проверочный расчет по напряжениям изгиба.
Чтобы определить действующие напряжения изгиба находим коэффициент нагрузки .
где коэффициент внешней динамической нагрузки
коэффициент учитывающий динамическую нагрузку
удельная окружная динамическая сила ;
коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии при изгибе при коэффициент
Чтобы определить коэффициент формы зуба находим число зубьев эквивалентного колеса ;
Коэффициенты формы зуба:
Коэффициент учитывающий наклон зуба
где коэффициент осевого перекрытия ;
Коэффициент учитывающий перекрытие зубьев
где коэффициент торцевого перекрытия формула (11)
Для проверки по напряжению изгиба колес целесообразно определить элемент зацепления имеющий меньшую прочность:
В данном случае более слабым элементом являются зубья колеса. Максимальные местные напряжения изгиба ;
Условие прочности выполнено.
Вычисляем силы действующие в зацеплении:
2 Расчет быстроходной ступени редуктора.
Чтобы обеспечить смазку конической передачи самоокунанием в масляную ванну принимаем диаметр внешней делительной окружности колеса в пределах ;
где межосевое расстояние тихоходной ступени редуктора.
Принимаю ширину венца колеса и шестерни ; диаметр внешней делительной окружности шестерни ;
Принимаю число зубьев шестерни тогда
Определяем внешний окружной модуль ;
Определяем внешнее конусное расстояние
Угол делительного конуса шестерни ;
Угол делительного конуса колеса ;
Среднее конусное расстояние ;
Коэффициент относительной ширины ;
Средний делительный диаметр колеса
Средний делительный диаметр шестерни
Средний окружной модуль ;
Проверочный расчет передачи на контактную выносливость.
Принимаем коэффициент учитывающий механические свойства сопряженных колес для прямозубой передачи коэффициент учитывающий форму колес .
где коэффициент торцевого перекрытия по формуле (11)
Окружная скорость колес на делительном диаметре
Назначаем 8-ю степень точности передачи .
Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых передач . Коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии . Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку .
Окружная сила на среднем диаметре ;
Действующие контактные напряжения
где нагрузочный коэффициент для конических прямозубых колес;
Изготовление конических колес из материала такого же что и для цилиндрических экономически не обоснованно так как коническая пара будет существенно недогружена. Поэтому целесообразно принять материал для конических колес имеющий меньшую твердость. Расчетное число циклов напряжений по формуле (4)
Базовое число циклов по формуле (5)
Коэффициент долговечности
Исходя из условия приработки материалов колеса и шестерни следует принимать материал колеса меньшей твердости чем для шестерни на 10 15 единиц по Бринеллю. При небольших различиях в значениях и расчетное контактное напряжение определяемое по формуле
оказывается меньше допустимых контактных напряжений колеса. Следовательно материал выбираем по требуемому значению контактных напряжений материала колеса.
Рассчитываем требуемый предел контактной выносливости зубьев колес
где коэффициент запаса прочности
Требуемая твердость колеса ;
Назначаю для колеса Сталь 45 улучшенную твердостью . . Расчетная контактная твердость . С учетом условия приработки колес для шестерни назначаю Сталь 50 улучшенную твердостью . Расчетная контактная твердость для шестерни .
Условие приработки колес выполнено.
Допустимые контактные напряжения по формуле (7):
Расчетное допустимое напряжение принимается меньшее из двух допускаемых напряжений определенных для материала шестерни и колеса. В нашем случае поэтому принимаем в качестве расчетного допустимое контактное напряжение колеса. Оцениваем недогрузку материала:
Определение допустимых напряжений изгиба.
Коэффициент запаса прочности ; предел выносливости зубьев на изгиб :
Коэффициент долговечности находим по формуле (9)
Принимаю . Коэффициент учитывающий способ приложения нагрузки при одностороннем приложении .
Допустимые напряжения изгиба для шестерни и колеса находим по формуле (10)
Для определения напряжений изгиба подсчитаем число зубьев эквивалентных колес:
В зависимости от числа зубьев эквивалентных колес находим коэффициент формы . Коэффициент .
Коэффициент динамической нагрузки определяем при 8-й степени точности и окружной скорости
Находим элемент зацепления
Проводим проверку зубьев по напряжениям изгиба для колеса
Определяем силы действующие в зацеплении.
Осевая и радиальная силы
Первый этап компоновки редуктора.
Согласно расчету тихоходной ступени редуктора вычерчиваем зацепление цилиндрических колес при расчетном межосевом расстоянии ; для полученных значений . Минимальный зазор между внутренней стенкой корпуса и торцевой поверхностью зубчатых колес
где толщина стенки корпуса ;
Принимаю толщину стенки редуктора . Тогда
Принимаю . Расстояние между торцем цилиндрической шестерни и ступицы конического колеса ;
Принимаю . Зацепление конической пары вычерчиваем по расчетным значениям параметров конического зацепления: .
Рис. 2. Первый этап компоновки редуктора.
Предварительный расчет валов редуктора.
Диаметры валов определяем по пониженным допустимым напряжениям кручения.
Находим диаметр выходного конца вала
где допустимое напряжение кручения
Согласно схеме привода быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой с торообразной оболочкой поэтому целесообразно согласовать диаметр вала с диаметром посадочного места одной из полумуфт. В соответствии с ГОСТ 20884-93 выбираю упругую муфту с торообразной оболочкой 125-25-2.2.-32-1.1. Окончательно назначаю ; диаметр посадочного места второй полумуфты который соответствует диаметру вала электродвигателя. Назначаю диаметр под уплотнение диаметр под подшипник диаметр упорного буртика .
Определяем необходимый диаметр вала для передачи момента от конического колеса к цилиндрической шестерне по формуле (12)
Принимаем диаметр под подшипник под колесо диаметр упорного буртика .
Находим диаметр выходного конца вала по формуле (12):
Согласовываем диаметр с рядом нормальных линейных размеров принимаю . .
Рис. 3. Предварительная компоновка валов редуктора.
Выбираем способ смазывания подшипников.
Оцениваем возможность смазывания подшипников промежуточного и тихоходного валов разбрызгиванием масла колесами при окунании их в масляную ванну. Скорость быстроходного колеса разбрызгивание масла образуется при скорости . Следовательно смазка подшипников промежуточного и тихоходного валов от разбрызгивания будет достаточной. Для подшипников быстроходного вала назначаем пластичную смазку. В связи с этим перед подшипником первой опоры следует ставить мазеудерживающее кольцо.
Для выбора подшипников необходимо оценить нагрузки на опоры валов. Для этого определяем положение подшипников по отношению к приложенным силам.
Коническое зацепление нуждается в регулировке зацепления поэтому на валах конической ступени редуктора применяют радиально-упорные подшипники. Чтобы уменьшить габариты быстроходного вала по длине подшипники устанавливаем по схеме «врастяжку».
Рис. 4. Расчетная схема быстроходного вала.
Предварительно назначаю шариковый радиально упорный подшипник легкой серии у которого . .
По компоновочному чертежу находим расчетную точку приложения сил действующих в зацеплении к валу. Для этого из середины делительного конуса опускаем перпендикуляр на ось вала. Положение первого подшипника определится с учетом толщины мазеудерживающего кольца ГОСТ 8752-79 которое устанавливают на вал на 1..2 мм вовнутрь от контура внутренней стенки корпуса редуктора. Точку первой опоры находим из точки пересечения прямой построенной под углом образованным вертикальной прямой и прямой проходящей через центр тела качения подшипника. Измерением определяем расстояние от точки приложения сил действующих в зацеплении до расчетной точки первой опоры . Расстояние между опорами принимаем равным
Принимаю . Точку приложения консольной нагрузки принято выбирать по середине посадочного места на вал полумуфты. С учетом расположения фиксирующей гайки и крышки с манжетным уплотнением между второй опорой и точкой приложения консольной нагрузки измерением определяем расстояние .
На основании полученной расчетной схемы определяем реакции опор от сил действующих на вал:
Консольная нагрузка из силового расчета привода равна
В плоскости действует окружная сила.
В плоскости действуют радиальная и осевая силы:
Плоскость действия консольной нагрузки:
Определяем суммарную реакцию в опорах
Строим эпюры моментов.
Рис. 5. Схема нагружения быстроходного вала. Эпюры изгибающих и вращающего моментов.
Определяем моменты в опасном сечении вала и строим эпюры моментов.
Плоскость действия консольной нагрузки
Проверяем диаметр вала к приложенным моментам на опасных участках вала.
Опасными участками вала являются сечения и или опоры подшипников. В сечении действуют изгибающие моменты в плоскости в плоскости в плоскости консольной нагрузки и вращающий момент . Диаметр вала проверим по формуле
где приведенный момент для опасного сечения
допускаемое напряжение на кручение
В нашем случае значит на первой опоре диаметр вала достаточен для изгибающих моментов и крутящего момента.
На второй опоре в сечении действуют изгибающий момент в плоскости консольной нагрузки и крутящий момент .
Оцениваем долговечность подшипников на быстроходном валу: для подшипника ;
где число оборотов при пластичном смазочном материале;
максимальное число оборотов при жидком смазочном материале.
Определяем внутренние осевые силы обеспечивающие нормальную работу подшипников: для первой опоры: (13)
где коэффициент минимального осевого нагружения;
Определяем результирующие осевые составляющие. При данной схеме и приложенных нагрузках фиксирующей является первая опора поэтому результирующие осевые составляющие:
Рассчитываем соотношения ;
диаметр окружности центров набора шариков
Принимаю значение коэффициента
Значение параметра осевого нагружения (15)
Из соотношения нагрузок на первой опоре
Следовательно действие осевых составляющих при расчете эквивалентной нагрузки не учитываем а долговечность оцениваем по опоре воспринимающей большую радиальную нагрузку
где коэффициент учитывающий влияние вращающегося кольца при вращении внутреннего кольца подшипника
коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки
коэффициент динамической радиальной нагрузки зависящий от типа подшипника и номинального угла контакта;
радиальная нагрузка;
температурный коэффициент
Определяем ресурс подшипника в часах
где коэффициент корректирующего ресурс в зависимости от надежности ;
коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от условий работы подшипника ;
показатель степени ;
частота вращения быстроходного вала.
Расчетный часовой ресурс больше требуемого срока службы . Окончательно назначаем на быстроходный вал подшипник ГОСТ 831-75.
Предварительно назначаем шариковый радиально-упорный подшипник у которого .Располагаем подшипники на расстоянии от внутренней стенки корпуса редуктора по схеме установки «врастяжку». Определяем положение расчетных точек приложения реакций опор. Данный подшипник имеет угол контакта . Поэтому под углом к вертикальной прямой проходящей через центр качения проводим прямую пересекающую ось вала. Из полюсов зацепления конического и цилиндрического колес опускаем перпендикуляры на ось вала. Измерением определяем . На основании полученной расчетной схемы находим реакции опор от действующих сил в коническом и цилиндрическом зацеплениях:
Рис. 6. Расчетная схема промежуточного вала.
Силы действующие на вал:
В плоскости действуют окружные силы:
В плоскости действуют радиальная и осевая силы:
Определяем суммарную реакцию на опорах:
Строим эпюры моментов промежуточного вала.
Рис. 7 . Схема нагружения промежуточного вала. Эпюры изгибающих и вращающий моментов.
Наиболее опасным участкам промежуточного вала является сечение или четвертая опора подшипников. В сечении действуют изгибающие и вращающий моменты в плоскости в плоскости вращающий момент .
В нашем случае диаметр вала в опасном сечении более чем достаточен.
Оцениваем долговечность подшипников : .
Внутренние осевые силы в соответствии с формулой (13) и (14): для 3-й опоры:
Определяем какая опора является фиксирующей: . Из этого следует что фиксирующей опорой является третья; в этом случае результирующие осевые составляющие:
Параметры осевого нагружения находим по формулам (15): :
для четвертой опоры:
Из соотношения нагрузки на третьей опоре ; на четвертой опоре: .
Эквивалентная нагрузка в опорах: где коэффициент учитывающий влияние вращающегося кольца при вращении внутреннего кольца подшипника ;
коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки ;
температурный коэффициент ;
и соответственно радиальная и осевая нагрузки;
коэффициент динамической осевой нагрузки.
Определяем долговечность подшипников по наиболее нагруженной четвертой опоре: ;
частота вращения промежуточного вала.
Расчетный часовой ресурс больше требуемого срока службы. Окончательно принимаем для промежуточного вала редуктора подшипник ГОСТ 831-75.
Предварительно назначаю шариковые радиальные подшипники легкой серии диаметров и узкой серии ширин : . Располагаю подшипники в корпусе редуктора на расстоянии от его внутренней стенки. Определяю положение расчетных точек реакций опор. Через центр тела качения проводим прямую пересекающую ось вала; из полюса зацепления цилиндрического колеса опускаю перпендикуляр измерением определяю расстояния: На основании полученной расчетной схемы определяем реакции опор от действующих сил:
Рис. 8. Расчетная схема тихоходного вала.
Величина консольной нагрузки определяем по формуле:
где вращающий момент на валу
Окружная сила действует в плоскости :
В плоскости действия консольной нагрузки:
Оцениваем суммарные реакции в опорах:
Строим эпюры изгибающих и вращающего моментов. Определяем моменты в опасном сечении вала и строим эпюры изгибающих и крутящего моментов.
Рис. 9. Схема нагружения тихоходного вала. Эпюры изгибающих и вращающий моментов.
В плоскости консольной нагрузки:
Опасным участком тихоходного вала является шестая опора подшипников на нее действуют изгибающие моменты: в плоскости в плоскости в плоскости консольной нагрузки и вращающий момент
В нашем случае диаметр тихоходного вала достаточен для нагрузок так как
Оцениваем долговечность подшипников.
Согласно схеме нагружения вала осевую нагрузку воспринимает шестая опора. Из соотношения принимаю шариковые радиальные подшипники. Подшипник :
Находим значение из отношения где
Параметры осевого нагружения находим по формуле (15):
Из соотношения нагрузки на шестой опоре
Определяем эквивалентные нагрузки:
Ресурс подшипника рассчитываем по пятой опоре так как :
частота вращения тихоходного вала.
Следовательно подшипник не подходит для заданного срока службы. Назначаем подшипник средней серии диаметров узкой серии ширин у которого .
Эквивалентная нагрузка на опорах не изменится так как данный подшипник более восприимчив к осевой нагрузке следовательно наиболее нагруженной опорой остается пятая опора.
Окончательно принимаю для тихоходного вала редуктора подшипники ГОСТ 8338-75.
Второй этап компоновки редуктора.
На данном этапе конструируем подшипниковые узлы регулировочные механизмы зацепления крышки и уплотнительные элементы а также конструктивное оформление колес и валов редуктора. Для регулировки положения быстроходного вала подшипники заключаем в стакан . Между стаканом и корпусом с одной стороны и стаканом и крышкой с другой стороны устанавливаю комплект металлических регулировочных прокладок . Положение промежуточного вала регулируем регулировочными винтами расположенными во врезных крышках и действующими через промежуточную шайбу на наружное кольцо подшипника. Крышки на тихоходном валу редуктора конструирую врезными.
Рис. 10. Второй этап компоновки редуктора.
Проверка шпоночных соединений.
Для передачи крутящего момента от ступицы цилиндрического колеса на тихоходный вал редуктора согласно ГОСТ 23360-78 назначаю призматическую шпонку . Проверочный расчет шпоночных соединений выполняю на условие прочности на смятие и на срез. Условие прочности на смятие где вращающий момент ; диаметр вала ; рабочая длина шпонки ; высота шпонки; глубина паза вала ; допустимое напряжение смятия .
Условие прочности на смятие выполнено.
Условие прочности на срез где вращающий момент ; диаметр вала ; рабочая длина шпонки ; высота шпонки; глубина паза вала ; допустимое напряжение среза .
Условие прочности на срез выполнено.
Для передачи вращающего момента от редуктора к ведущей звездочке назначаю шпонку по ГОСТ 23360-78 на выходном конце тихоходного вала. Проверяю условие прочности на смятия и на среза.
Условие прочности на смятие и на срез выполнено.
Для передачи вращающего момента от ступицы конического колеса на промежуточный вал-шестерню назначаю призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78. Проверяю условие прочности на смятие и на срез.
Для передачи вращающегося момента от быстроходного вала на коническую шестерню назначаю призматическую шпонку ГОСТ 23360-78. Проверяю условие прочности на смятие и срез.
Условие прочности на смятие и на срез выполнено.
Для передачи вращающего момента от торообразной муфты к быстроходному валу редуктора назначаю призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78. Проверяю условие прочности на смятие и на срез.
Проверочный уточненный расчет валов.
Проверку осуществляем в наиболее опасных сечениях которые определяют на основании эпюр изгибающих и крутящих моментов действующих на валы. Расчет валов на усталостную прочность заключается в определении коэффициента прочности в опасном сечении и сопоставлении его с допускаемым значением. Коэффициент запаса усталостной прочности:
где коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения; допустимый коэффициент запаса прочности; .
Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:
по напряжениям кручения:
где пределы выносливости материала вала соответственно при изгибе и кручении с симметричным законопеременным циклом ;
коэффициенты концентрации напряжений учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости;
переменные составляющие цикла изменения напряжений (амплитуды) ;
коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений;
постоянные составляющие цикла изменения напряжений .
Составляющие цикла изменения напряжений изгиба:
где суммарный изгибающий момент ;
момент сопротивления сечения вала изгибу ; для сплошного круглого сечения для сечения со шпоночным пазом
площадь сечения вала ; ;
Составляющие цикла изменения напряжений кручения
где момент сопротивления вала кручению для сплошного сечения для сечения со шпоночным пазом .
Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе:
при кручении где эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;
масштабные коэффициенты;
коэффициенты качества поверхности;
коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Назначаю для изготовления тихоходного вала материал-сталь у которого.
Определяю суммарный изгибающий момент в опасном сечении момент сопротивления вала для сечения со шпоночным пазом тогда переменные составляющих циклов напряжений
Постоянные составляющие циклов напряжения
Коэффициенты концентрации напряжений:
Коэффициент упрочнения материала не учитываем так как для выбранного материала поверхность имеет твердость .
Условие прочности вала на сопротивление усталости выполнено.
Назначаю для изготовления промежуточного вала материал-сталь у которого.. Определяю суммарный изгибающий момент в опасном сечении .Момент сопротивления вала для сплошного круглого сечения тогда переменные составляющих циклов напряжений
Коэффициент упрочнения материала не учитываем так как для выбранного материала поверхность имеет твердость . Значит
Назначаю для изготовления быстроходного вала материал-сталь у которого. Определяю суммарный изгибающий момент в опасном сечении . Момент сопротивления вала для сплошного круглого сечения тогда переменные составляющих циклов напряжений
Третий этап компоновки редуктора.
На этом этапе вычерчиваем корпус редуктора в двух проекциях. Положение дна редуктора определяем расстоянием до вершины зуба цилиндрического колеса. Верхний уровень масла при горизонтальном положении редуктора должен находиться выше ширины конического колеса для смазывания зуба при окунании по всей длине. В соответствии с уровнем масла в редукторе вычерчиваем контрольный щуп для его проверки и маслосливную пробку. Количество заливаемого масла принимаю из расчета на передаваемой мощности:
Картер редуктора конструирую в соответствии с объемом заливаемого масла. В результате разработки конструкции картера редуктора окончательно принимаю количество заливаемого в редуктор масла . Назначаю сорт масла ГОСТ 17479.4-87. В верхней части редуктора конструирую крышку люка для заливки масла а также для сообщения внутренней полости редуктора с атмосферой. В нижней части корпуса конструирую маслосливную пробку. Назначаю посадки на сопрягаемые детали редуктора. Составляю к сборочному чертежу редуктора спецификацию.
Расчет параметров цепной передачи.
Определяем число зубьев ведущей звездочки. Число зубьев ведущей звездочки принимаю
Число зубьев ведомой звездочки принимаю .
Определяем шаг цепи. Коэффициент эксплуатации где коэффициент динамичности учитывающий характер нагрузки коэффициент межосевого расстояния или длины цепи ; коэффициент наклона передачи к горизонтали ; коэффициент учитывающий способ смазывания ; коэффициент учитывающий способ регулирования передачи ; коэффициент учитывающий режим или продолжительность работы .
Определяем шаг цепи где вращающий момент на ведущей звездочке ;
допустимое давление в шарнирах цепи ;
коэффициент рядности .
Согласно ГОСТ 13568-97 (ИСО 606-94) предварительно назначаю цепь у которой шаг цепи опорная поверхность шарнира разрушающая нагрузка масса цепи . . В соответствии с назначенной цепью определяем ее геометрические параметры.
Определяем число звеньев цепи: ; где межосевое расстояние выраженное в шагах
Находим межосевое расстояние:
Находим длину цепи:
Определяем геометрические размеры звездочек.
Диаметры делительной окружности звездочек:
Диаметры окружности выступов зубьев:
Диаметры окружности впадин зубьев:
Проверочный расчет на износостойкость:
Проверяем прочность цепи: где разрушающая нагрузка ;
максимальная сила в цепи ;
допустимый условный коэффициент запаса прочности ; ;
Натяжение обусловленное силой тяжести ; где коэффициент провисания
межосевое расстояние ;
ускорение свободного падения: .
Натяжение от центробежных сил ;
Условие прочности выполнено: .
Определяем нагрузку на вал
Список используемой литературы.
Детали машин и основы конструирования. Под ред. М. Н. Ерохина.
– М.: Колос С 2005.- 462с.: ил.- (Учебники и учеб. пособия для студентов высш. учеб. заведений).
Черменский О. Н. Федотов Н. Н. Подшипники качения.: Справочник каталог.- М.: Машиностроение 2003.- 576с.ил.
Кочетов В. Т. Павленко А. Д. Кочетов М. В. Сопротивление материалов. – Ростов- на- Дону Феникс 2001.- 368с.
Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. Изд. 2-е перераб. М. «Высшая школа»1970. 368с. ил.

ДМ1.cdw

Частота вращения быст-
Номинальный крутящий
момент на выходном валу
Общее передаточное отношение
Степень точности передачи
коническо - цилиндрический
Плоскость разъема покрыть герметиком при окончательной
Необработанные поверхности красить внутри маслостойкой
снаружи - серой нитроэмалью.
л масла индустриального И-Г-А-32
Техническая характеристика редуктора:
Технические требования:

быстр. вал.cdw

крышка зак.cdw

звездочка.cdw

Профиль зуба по ГОСТ 591-69
Диаметр окружности впадин
Допуск на разность шагов
Торцовое биение зубчатого
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Штамповочный уклон наружных поверхностей не более 7
внутренних - не более 10
в сторону увеличения размеров.

вал шестерня.cdw

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
улучшение НВ 260..280
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Допуск на колебание длины
Допуск на погрешность
Радиус развернутости
эвольвенты в начале
рабочего участка профиля

кон.шестер..cdw

Сталь 50 ГОСТ 1050-88
улучшение НВ 230 255.
Внешний окружной модуль
Коэффициент смещения
Коэффициент изменения
расчетной толщины зуба
Угол делительного конуса
Средняя толщина зуба
по постоянной хорде в
измерительном сечении
постоянной хордызуба в
Предельное отклонение шага
Гарантированный боковой
Средний делительный диаметр

муфта..spw

КПДМ 4001. 003. 001.
Элемент резино-кордный
КПДМ 4001. 003. 002.
КПДМ 4001. 003. 003.
КПДМ 4001. 003. 004.
Винт М8х35 ГОСТ 1491-80
Винт М8х22 ГОСТ 17475-80
Полумуфта ГОСТ 12080-66
Шайба 8Н ГОСТ 6402-70

кон.колесо.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
улучшение Нв192 240.
Внешний окружной модуль
Коэффициент смещения
Коэффициент изменения
расчетной толщины зуба
Угол делительного конуса
Средняя толщина зуба
по постоянной хорде в
измерительном сечении
постоянной хордызуба в
Предельное отклонение шага
Гарантированный боковой
Средний делительный диаметр

ред.кон.цил..spw

коническо-цилиндрический
КПДМ 4001. 001. 001. 000
КПДМ 4001. 001. 002. 000
Колесо цилиндрическое
Кольцо мазеудерживающее
Кольцо маслоотражающее
Болт М16х18 ГОСТ 7796-70
Болт М6х18 ГОСТ 7798-70
Болт М6х30 ГОСТ 7798-70
Болт М10х30 ГОСТ 7798-70
Болт М12х45 ГОСТ 7798-70
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Гайка М12 ГОСТ5915-70
Кольцо стопорное А35 ГОСТ 13942-86
Манжета 1-28х50-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1-45х70-12 ГОСТ 8752-79
Подшипник 36207 ГОСТ 831-75
Подшипник 309 ГОСТ 8338-75
Шайба 6Н ГОСТ 6402-70
Шайба 10Н ГОСТ 6402-70
Шайба 12Н ГОСТ 6402-70
Шайба 2 Н20 ГОСТ 11872-89
Шайба 2 Н 30 ГОСТ 11872-89
Шпонка 8х7х36 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10х8х22 ГОСТ 23360-78
Шпонка 12х8х28 ГОСТ 23360-78
Шпонка 12х8х56 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х45 ГОСТ 23360-78
Штифт 5х16 ГОСТ 3129-70

шестерня цилиндрическая.cdw

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Термообработка улучшение НВ 230..260.
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Допуск на колебание длины
Допуск на погрешность
Радиус развернутости
эвольвенты в начале
рабочего участка профиля

Вал тихоходный.cdw

привод конвейера.spw

ленточного конвейера
Привод ленточного конвейера
Болт фундаментальный
Болт М12х55 ГОСТ 7798-70
Болт М16х65 ГОСТ 7798-70
Болт М20х30 ГОСТ 7798-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Гайка М20 ГОСТ 5915-70
Шайба 12Н ГОСТ 6402-70
Шайба 16Н ГОСТ 6402-70
Шайба 20Н ГОСТ 6402-70

редуктор.cdw

стакан.cdw

основание ред..cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров полученных
классу ГОСТ 2009-55.
Отливку подвергнуть искусственному старению.
Неуказанные радиусы скруглений R=4 6 мм
кроме механически обрабатываемых поверхностей
грунтовка ФЛ-03К ГОСТ 9109-81 коричневая 2 слоя VI.61.

общий вид ред.cdw

Тип электродвигателя
Мощность электродвигателя; кВт
Частота вращения; обмин
Общее передаточное число
Срок службы передачи; ч
Габаритные размеры установки
Эксплутационно-технические
характеристики установки:
Радиальное смещение валов двигателя и редуктора не более 2мм.
Перекос валов двигателя и редуктора не более 1
Технические требования.

Крышка ред..cdw

полученных удалением слоя металла
допускается более трех расчищенных раковин:
По наибольшему измерению более 2 мм
Расстояние между раковинами не менее 10 мм.
Литейные раковины заварить с предварительной обработкой.
Неуказанные предельные отклонения размеров полученных
классу ГОСТ 2009-55.
Формовочные уклоны тип
Отливку подвергнуть искусственному старению.
Неуказанные радиусы скруглений R=4 6 мм
Отверстия под резьбу зенковать под 120
Отверстия под штифты конические сверлить и развернуть
совместно с корпусом.
Несовпадение контуров отливок корпуса и крышки не
Требования к поверхностям под покрытие по ГОСТ 9301-86.
кроме механически обрабатываемых поверхностей
грунтовка ФЛ-03К ГОСТ 9109-81 коричневая 2 слоя VI.61.

крышка подшипника.cdw

муфта.cdw

крышка.cdw