Расчёт привода конвейера по заданным кинематической схеме и параметрам

Курсовая - Чертеж крышка подшипника.cdw

Неуказанные предельные отклонения H9 . h9
Неуказанные радиусы - R 0
Чугун СЧ 20 ГОСТ412-85

Курсовая - Чертеж сборочный - крышка подшипника.cdw

Уплотнительное кольцо поз. 2 клеить на клей 88 СА ТУ 38 105 1760-89 .
Склеиваемые поверхности предварительно обезжирить растворителем

Чертеж Литьё - крышка подшипника.cdw

Допускается замена материала на ВЧ 40 ГОСТ 7293-85.
Размеры детали после механической обработки
Точность отливки 11Т-11-9-6 ГОСТ 26645-85.
Литейные радиусы : наружные - не более 1
внутренние - не более 2
Сквозная пористость не допускается.
Чугун СЧ 20 ГОСТ412-85

Спецификация РЦД 20.02.000 СБ.spw

Курсовая - Чертеж маслоуказателя.cdw

п.1 Шток поз. 2 ставить на
клей анаэробный АНАТЕРМ-114
ТУ 2257-455-00208947-2006
отверстия в маслоуказателе воздухом .
п.2 После сборки канавки радиусом R 0
растворителем Нефрас С 50170
заполнить грунт-эмалью полиуретановой
ТУ 2312-018-98310821-2009

Курсовая - Чертеж быстроходного вала-шестерни.cdw

Курсовая - Чертеж тихоходного колеса.cdw

Неуказанные предельные отклонения
Сталь 40Х (ГОСТ 8479-70)

Курсовая - Чертеж промежуточного вала-шестерни.cdw

Неуказанные предельные отклонения H 12 . h12
Сталь 40Х (ГОСТ 4543-71)

Курсовая - Чертеж тихоходного вала.cdw

Неуказанные острые кромки притупить
Радиальное биение поверхностей В
Неуказанные предельные отклонения H 12 . h12
Сталь 40Х (ГОСТ 4543-71)
Отв. центр. А4 ГОСТ 14034-74

Расчёт привода конвейера по заданным кинематической схеме и параметрам.doc

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
ПРИБОРОСТРОЕНИЯ И ИНФОРМАТИКИ
Кафедра «ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА»
Предмет : Детали машин.
Расчёт привода конвейера по заданным кинематической схеме и параметрам.
Техническое задание . .. 3
Энергосиловой и кинематический расчет привода . 4
Расчеты зубчатой передачи редуктора .. 5
1. Расчет тихоходной ступени редуктора .. 5
2. Расчет быстроходной ступени редуктора . . 9
Выбор муфт и проектное обоснование диаметров валов и подшипников редуктора . 12
Обоснование некоторых размеров и особенностей конструкции редуктора .. 13
Расчет шпоночных соединений 13
Проверочные расчеты тихоходного вала на прочность . .. 14
Подбор подшипников редуктора 19
Список литературы 22
Приложение: - Спецификация изделия «Привод конвейера с двухступенчатым редуктором с зубчатой цилиндрической передачей».
- Спецификация изделия «Редуктор двухступенчатый с зубчатой цилиндрической передачей».
Вариант № 7.11.13.3.2
Спроектировать привод конвейера по схеме- рис. 1 с указанными ниже характеристиками и графиком нагружения- рис. 2 предназначенный для работы в закрытом отапливаемом помещении.
Pвых=56 кВт– мощность на выходном валу привода;
u=20– передаточное число привода;
nс=1500 обмин– синхронная частота
Kп=15– коэффициент перегрузок;
Lh=10000 час– ресурс привода.
L1 = 0.1 * 10000 = 1000
L2 = 0.9 * 10000 = 9000
Энергосиловой и кинематический расчет привода
Цель расчета - определение характеристик валов: Pi ni Ti и передач: ui i где i- порядковый номер вала (выходного вала передачи для характеристик ui и i) начиная от вала двигателя см. рис.1.1.
Для этого принимаем КПД передач i привода согласно рекомендаций (см. табл.1.1) и определяем
общий КПД привода = 1·2·3 и мощности на валах Pi-1= Pi i
(umax)uрекомендуемое
Выбираем типоразмер стандартного электродвигателя с номинальной мощностью Pэ≥P0105 (т.к.допустима перегрузка двигателя до 5%) и частотой вращения nэ nс (см. приложение).
Для многоступенчатого привода производим разбивку заданного передаточного числа u по ступеням обеспечив равенство u=u1·u2 и соблюдая ограничения по величине ui - см. табл. 1.1.
Находим частоты вращения валов n1 = nэ ni+1= ni ui и подсчитываем крутящие моменты на валах по формуле Ti = 9550·Pi ni Нм.
Найденные значения будем использовать в последующих расчетах в качестве исходных данных.
Составляем кинематическую схему с нумерацией i валов- см. рис.1.1 используемой для индексации характеристик: мощностей Pi частот вращения ni и крутящих моментов Ti на валах а также передаточных чисел ui и КПД i передач.
Принимаем рекомендуемые значения КПД ступеней : для 2-х ступеней цилиндрического редуктора – 2=097 3=097 ; для 2-х муфт – 1=098 4=098 (см. табл. 1.1).
Определяем общий КПД привода =2·3·4· 5 = 098·097·0.97·098 =090
Определяем мощности на валах Pi-1=Pii : P4=Pвых=56 кВт P3=560.98=571 кВт P2=571097=589 кВт P1=589097=607 кВт P0=607098=619
Выбираем двигатель с номинальной мощностью PЭ ≥ P0 1.05=619105=59 кВт (допуская перегрузку до 5%) и с частотой nэ nс= 1500 обмин. Принимаем двигатель 4А132S4 ГОСТ 19523-81 (см. приложение ): PЭ=75 кВт nЭ=1445 обмин и dЭ=38 мм - диаметр вала двигателя.
Принимаем значения передаточных чисел ступеней редуктора : u1= 5 u2= 4 что соответствует рекомендуемым диапазонам (см. табл. 1.1). u = u1·u2 = 5·4 = 20 ( расхождение = 0 )
Определяем частоты вращения валов: n1=n0=nЭ=1445 обмин n2=n1u1=14455= 289 обмин n4=n3=n2u2=2894= 7225 72 обмин. . Подсчитываем крутящие моменты по формуле Ti= 9550·Pi ni – получаем:
T0=9550·6191445=41 Нм
T1=9550·6071445=40 Нм
T2=9550·589289=195 Нм
T3=9550·5717225=755 Нм
T4=9550·567225=743 Нм
Расчеты зубчатых передач редуктора
Цель расчетов – определение размеров ЗЦП удовлетворяющих исходным данным условиям эксплуатации и критериям работоспособности передачи.
*для модулей m ≤ 3 мм принять SН =11
У-улучшение; З-закалка ТВЧ;
*Среднее значение твердости
т.к. при этом закалка зуба объемная.
Ц-цементация; А-азотирование.
для заготовок сечением ≤ 80 мм.
1. Расчет тихоходной ступени редуктора
1.1. Выбор материалов и определение показателей выносливости зубьев колес
Исходные данные: Т2(3)=195 (755) Нм; n2(3)=289 (72) обмин; u=4; Lh=10000 час;
График нагружения двухступенчатый: 1(2)=1 (08) λ1(2)=01 (09);
Выбираем материал колеса и шестерни одинаковым - сталь 40Х . ТО : для шестерни - закалка с последующим отпуском до твердости HRC3=32 (НВ3320) ; для колеса - улучшение до твердости – HRC4=28 (НВ4=НВ3-(20 50)320-40280) (см. табл. 2.2) и определяем допускаемые напряжения материалов колес.
Для оценки износостойкости и прочности зубьев определяем допускаемые напряжения контактной []Н1(2) и изгибной []F1(2) выносливости материала зубьев колес:
[]Н = HOKHLSH и []F = FOKFLSF
где HO и FO –пределы контактной и изгибной выносливости зубьев при числах циклов не менее базовых NHO(HB*)3≤12107 и NFO=4106 циклов. Для определения HO и FO используем табл. 2.3.
- для контактной выносливости определяем допускаемые напряжения только по ведомому колесу
т.к. НВ3(4)350 ( из методических указаний ) []Н=[]H4= HО4·KHL4SH4
- для изгибной выносливости для каждого колеса []F3(4)= FO3(4)·KFL3(4)SF3(4) где HО4 и FO3(4) –соответствующие пределы длительной выносливости зубьев при числах циклов нагружения не менее базовых NHО(FО): HО4=2·НВ4+70 МПа при NHО4НВ43 ;
FO3 =600 МПа при NFО3 =4·106; и FO4 =175·НВ 4 МПа при NFО4 =4·106
KHL и KFL–коэффициенты долговечности зависящие от эквивалентных чисел NHE (FЕ) циклов нагружения:
для контактной выносливости: m=6 KHL 4 =m√NH0 4 NHE 4 где NHE 4 =60n 4 LhΣ(i3λi)
для изгибной выносливости: KFL3(4)=m√4106NFE3(4) где NFE 3(4)=60n3(4)LhΣ(imλi)
значение m см. табл. 2.3
KHL4 = 6√NH04 NHE4 где NHE4=60n4LhΣ(i3·λi)
KFL3 = 9√4106 NFE3 где NFE 3 =60n3 LhΣ(
KFL 4 = 6√4106 NFE 4 где NFE 4 =60n 4 LhΣ(
SH и SF– коэффициенты запаса для принятого материала колес SH3=12 и SF3 =155 ;
SH4=11 и SF4 =17 ; (см. табл. 2.3).
- допускаемое напряжение контактной выносливости передачи при NHE4=6072·10000·(13·01+083·09)=242107 что больше значения NHО4=280322·107 ; отсюда принимаем KHL4 = 1 (из методических указаний ) . Расчитываем []Н :
[]Н=[]Н4=(2·280+70)·111=573 МПа.
- допускаемые напряжения изгибной выносливости зубьев KFL3(4) при твердости НВ3(4)350 и KHL3(4) = 1
принимаем = 1 (из методических указаний ) .
[] F3=600·1 155= 387 МПа и [] F4=175·280·1 17= 288 МПа
1.2. Проектный расчет передачи
Цель расчета- определение проектных (ожидаемых) размеров ЗЦП
Расположение колес отн. опор
*a – при твердости колеса НВ2 ≤ 350НВ ; ** б – при твердости НВ2 > 350НВ.
***для открытых ЗЦП . Рис. 1.2
aw' = Ка ·(u+1)3√T3КHαKHKHV (u2[]H2a) мм
где КНα КН и КHV- коэффициенты распределения нагрузки между зубьями по ширине зубчатого венца и коэффициент динамичности;
Ка для прямозубых ЗЦП = 450 [Н(ммм)];
a – коэффициент ширины b зубчатого венца
Примем a=038 (согласно диапазона a для не симметричного расположения колёс - см. табл. 2.4) тогда d=a(u+1)2=038·(4+1)2= 0.95 dмах= 16 и при этом при твердости зубьев колеса HB4≤ 350 принимаем KH= КºН = 107 (см. рис. 1.2).
Определим ожидаемую скорость в зацеплении t=1110-3n23√T2 u мс (при твердости HB3(4)≤350)
t1110-3n23√T2u=1110-3289·3√1954 116 мс по которой задаем степень точности передачи n'ст= 8 (см.табл. 2.6) и находим коэффициенты :
КНα=1+0.06·(nст-5)=1+006·(8-5)= 118 и КHV=1+ А 10-3vt(nст-2)=1+810-3116(8-2) 1056 (см. табл. 2.5).
При этом aw' =450·(4+1)3√755·124·107·1056(42·5362·038) 187мм.
Принимаем стандартное значение aw = 190 мм тогда b=aaw =038·190= 72.2 мм . Принимаем b = 72 мм.
Определяем модуль зацепления m при ожидаемом числе зубьев шестерни z'310·8√n3≥17=108√289 20 и угле наклона зубьев '=0о: m'=2·aw·cos [z'3·(u+1)]= 2·190·1[20·(4+1)] =38 мм Примем стандартный модуль
Уточняем: - числа зубьев колес: (z3+z4)=2·aw·cosm=2·190·1 4 = 95
z3=(z3+z4)(u+1)=95(4+1)= 19 z4=95-19= 76;
передаточное число u=z4z3=7619= 4 погрешность Δu=0% (при допустимой Δu ≤ [4%]);
- делительные диаметры колес d3=2·aw(z4z3+1)=2·190(7619+1)= 76 мм
d4=d3·z4z3=76·7619= 304 мм;
- окружную скорость vt=·d3n2(60103)=·76·28960000 115 мс что примерно соответствует ожидаемой скорости tи значит степень точности передачи и значения коэффициентов КНα и КHV сохраняются;
- силы в зацеплении: окружную Ft=2·103·Т3d3=2·103 ·195 76= 5131 Н
радиальную Fr=Fttg 20ºcos = 5131tg 20º1= 1868 Н и осевую Fa= Ft·tg =51310= 0 Н.
Параметры зубчатых колёс ( по ГОСТ 13755-81 ) :
Диаметр окружности вершин зубьев : da = d + 2m . da4 = 304 + 24 = 312 мм da3 = 76 + 24 = 84 мм
Радиальный зазор : c3(4) = 02 03 m c 3(4) = 02 03 4 = 08 12 мм. Принимаем c3(4) = 1 мм
Диаметр окружности впадин : df4 = d - 2(c + m) df4 = 304 - 2(1 + 4) = 294 мм
df3 = 76 - 2(1 + 4) = 66 мм
Длина ступицы : lст4 ≥ b = 72 мм
Диаметр ступицы : dст4 = 15dв + 10 = 85 мм .
Размер фасок : ступицы - fст4 = 16 мм
зубчатого венца – f4 = 05 07m = 2 мм
Толщина диска : C4 = 03 04b = 28 мм .
Толщина обода : S4 = 25m + 2 = 254 + 2 = 12 мм
Диаметр отверстия в колесе : dо4 = 04( df4 – 2S – dст4) = 04(294- 212 – 85) = 74 мм .
1.3. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость
Исходные данные для расчёта : Ft=5131 Н; d4=304 мм; b=72 мм; u=4; =0 о;
Z3=19; z4=76; КНα=118; КН=107; КHV=1056; []H=573 МПа.
Цель расчета – проверка размеров ЗЦП из условия контактной выносливости (износостойкости) зубьев колес:
[]H ≥ H = 483Zcos ·√FtKHαKH·KHV(u+1)(d4b) МПа
где Z –коэффициент длины контактных линий ( для прямозубых ЦЗП - Z=√ (4- α)3. ) зависящий от коэффициента торцевого перекрытия α=[188–32·(1z1+1z2)]·cos ;
Сопоставим напряжения H и []H сделаем вывод о контактной выносливости ЗЦП допуская перегрузку до 5% и недогрузку до 20%; в противном случае – изменим ЗЦП : либо заменим материал или твердость колес либо - их степень точности либо - размеры ЗЦП [приняв aw aw([]HH)2; при этом повторим соответствующие расчеты .
Находим коэффициент α= [188–32·(1z3+1z4)]·cos = 188–32· (119+176) ·1 = 167
Находим коэффициент длины контактных линий Z =√ (4- α)3= √ (4 -167)3 = 088
H =4830881√51311241071056(4+1) (30472) =531 МПа
что меньше чем []H=573 МПа на 73 % следовательно контактная выносливость передачи приемлема.
1.4. Проверочный расчет передачи на изгибную выносливость
Исходные данные для рачёта : Ft=5131 Н; b=72 мм; m=4 мм; z3=19; z4=76; []F4= 230 МПа.
= 0 о; α=167; []F3=321 МПа;
Y– коэффициент угла наклона зубьев Y=1– º140º ; Y–коэффициент длины контактных линий– см. таб. 2.7;
КFα КF и КFV- коэффициенты неравномерности нагрузки.
Принять КFα=КНα а значения КF и КFV - см. табл. 2.7.
Цель расчета - проверка размеров передачи из условия изгибной выносливости (прочности) зубьев шестерни и колеса: []F3(4) ≥ F3(4) = FtКFαКFКFVYF3(4)YY (bm) МПа
где YF – коэффициент формы зуба зависящий от эквивалентного числа zV зубьев и коэффициентов
х1(2) смещения; при zV3(4)=z3(4) cos3 и при отсутствии смещения х1(2)=0 получаем:
для шестерни zV3= 19 cos3 0° = 19 и YF3=35+107zV3=35+10719 = 4
для колеса zV4 =76 cos3 0° = 76 и YF4=35+107zV4=35+10776= 36;
Y– коэффициент угла наклона зубьев Y=1–º140º=1-0140= 1;
Y– коэффициент длины контактных линий Y=1КFα =1118 085;
КFα КF и КFV- коэффициенты распределения нагрузки.
Принимаем КFα=КНα= 118; КF=22·КH-12 = 22·107-12= 1154; КFV=2·КHV-1= 2·1056-1 = 111 (см. табл.2.7).
При этом F3=5131118115411141085(724)= 92 МПа []F3= 387 МПа и
F4=F3YF4YF3=87·364= 79 МПа []F4 = 288 МПа
- делаем вывод что усталостная прочность передачи обеспечена .
2. Расчет быстроходной ступени редуктора
2.1. Выбор материалов и определение показателей выносливости зубьев колес
Исходные данные: Т1(2)=40 (195) Нм; n1(2)=1445 (289) обмин; u=5; Lh=10000 час;
Принимаем материал колес одинаковым- сталь 45 ТО- улучшение до твердости шестерни НВ1=280 и колеса- НВ2=НВ1-(20 50)280-20=260 (см. табл. 2.2) и определяем допускаемые напряжения материалов колес:
- для контактной выносливости только по косозубому колесу т.к. НВ1(2)350 (из методических указаний ) :
[]Н=[]H2= HО2·KHL2SH2
- для изгибной выносливости для каждого колеса :
[]F1(2)= FO1(2)·KFL1(2)SF1(2)
где HО2 и FO1(2)- соответствующие пределы длительной выносливости зубьев при числах циклов нагружения не менее базовых NHО(FО): HО2=2·НВ2+70 МПа при NHО2НВ23
FO1(2) =175·НВ1(2) МПа при NFО1(2)=4·106;
KHL2=6√NH02 NHE2 где NHE2=60n2LhΣ(i3·λi)
KFL1(2)=6√4106 NFE1(2) где NFE 1(2)=60n1(2)LhΣ(
SH и SF– коэффициенты запаса для принятого материала колес SH2=11 и SF1(2) =17 (см. табл. 2.3).
Расчитываем : - допускаемое напряжение контактной выносливости передачи при NHE2=60289·10000·(13·01+083·09)=972·107 что больше чем NHО2=2603=176·107 следовательно KHL2=1
(из методических указаний ) и при этом
[]Н=[]Н2=(2·260+70)·111=536 МПа.
- допускаемые напряжения изгибной выносливости зубьев приняв KFL1(2)=KHL2=1
[] F1=175·280·117= 288 МПа и [] F2=175·260·117= 267 МПа .
2.2. Проектный расчет передачи
Определяем ожидаемое межосевое расстояние передачи из условия контактной выносливости :
aw' = Ка ·(u+1)3√T2КHαKHKHV (u2[]H2a) мм
a – коэффициент ширины b зубчатого венца.
Примем a=04 (согласно диапазона a=03 05- см. табл. 2.4) тогда d=a(u+1)2=04·(5+1)2= 12 dмах= 2 и при этом полагаем что КН = КºН при твердости зубьев колеса HB2≤ 350 (из методических указаний ) . KH= КºН = 12 (см. рис. 1.2).
Определим ожидаемую скорость в зацеплении : t=1110-3n13√T1 u мс
t1110-3n13√T1u=1110-31445·3√405 32 мс по которой задаем степень точности передачи n'ст= 8 (см.табл. 2.6) и находим коэффициенты :
КНα=1+006·(nст-5)=1+006·(8-5)= 118 ; КHV=1+310-3vt(nст-2)=1+310-332(8-2)= 11526 (см. табл. 2.5).
При этом aw' =450·(5+1)3√195·118·12·11526(52·5182·04) 132 мм.
Принимаем стандартное значение aw = 130 мм тогда b=aaw =04·130= 52 мм
Определяем модуль зацепления m при ожидаемом числе зубьев шестерни z'1=108√n1=108√516 25 и угле наклона зубьев '=0о: m'=2·aw·cos [z'1·(u+1)]= 2·130·cos 0о[25·(5+1)] 173 мм принимаем стандартный модуль m=15 мм .
Уточняем: - числа зубьев колес: (z1+z2)=2·aw·cosm=2·130·cos 0о15 = 174
z1=(z1+z2)(u+1)=173(5+1) = 29 z2=173-29= 145;
- передаточное число u=z2z1=14529= 5 (погрешность Δu0);.
Определяем : - делительные диаметры колес d1=2·aw(z2z1+1)=2·130(14429+1)= 4333 мм
d2=d1·z2z1=43583·14529= 21665 мм;
- окружную скорость t=·d1n1(60103)=·43583·144560000 33 мс что примерно равно ожидаемой скорости tи значит степень точности передачи и значения коэффициентов КНα и КHV сохраняются;
- силы в зацеплении: окружную Ft=2·103·Т2d1=2·103 ·40 43583= 1835 Н
радиальную Fr=Fttg 20ºcos = 4502tg 20º1= 668 Н и осевую Fa= Ft·tg =1835tg 0 о= 0 .
Диаметр окружности вершин зубьев : da2 = 21665 + 215 = 21965 мм da1 = 4333 + 215 = 4633 мм
Радиальный зазор : c 1(2) = 02..0315 = 0375..045 мм. Принимаем c 1(2) = 04
Диаметр окружности впадин : df2 = 21665 - 2(0375 + 15) = 2129 мм
df1 = 4333 - 2(0375 + 15) = 3958 мм
Длина ступицы : lст2 ≥ b = 52 мм
Диаметр ступицы dст2 = 15dв2 + 10 = 1540 + 10 = 70 мм .
Размер фасок : ступицы - fст2 = 1 мм
зубчатого венца – f2 = 05 07m = 1 мм
Толщина диска : C2 = 03 04b = 03 04 52 = 16 мм .
Толщина обода : S2 = 25m + 2 = 2515 + 2 = 575 . Примем толщину обода = 6 мм .
Диаметр отверстия в колесе : dо2 = 04( df2 – 2S – dст2) = 04(2129 -27 – 70) = 52 мм .
2.3. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость
Исходные данные: Ft = 1835 Н; d2 21665 мм; b=52 мм; u=496; 0 о;
z1=29; z2=144; КНα=118; КН=12; КHV=11526; []H=536 МПа.
[]H ≥ H = 483Zcos ·√FtKHαKH·KHV(u+1)(d2b) МПа
где Z –коэффициент длины контактных линий зависящий от коэффициента α перекрытия.
При α=[188–32·(1z1+1z2)]·cos = [188 –32·(129+1145)]·cos 0 о =17475
Z = √ (4- α)3= √ (4 -17475)3 = 0866
При этом H = 4830861·√18351181211526(5+1)(2166552)= 525 МПа
что меньше чем []H=536 МПа на 2% следовательно контактная выносливость передачи приемлема.
2.4. Проверочный расчет передачи на изгибную выносливость
Исходные данные: Ft= 1835 Н; b=52 мм; m=15 мм; z1=29; z2=145;
о; α=17475; []F1=288 МПа; []F2 = 257 МПа.
Цель расчета- проверка размеров передачи из условия изгибной выносливости (прочности) зубьев шестерни и колеса: []F1(2) ≥ F1(2) = FtКFαКFКFVYF1(2)YY (bm) МПа
где YF – коэффициент формы зуба зависящий от эквивалентного числа zV зубьев и коэффициентов х1(2) смещения; при zV1(2)=z1(2)cos3 и при отсутствии смещения х1(2)=0 получаем:
для шестерни zV1= 29 и YF1=35+107zV1=35+10729 = 3.9
для колеса zV2 =144 и YF2=35+107zV2=35+107145 = 36;
Y– коэффициент угла наклона зубьев Y=1–º140º=1-0140 = 1 ;
Y– коэффициент длины контактных линий Y=1KFα=1118 = 0847 ;
КFα=КНα= 118; КF=22·КH-12=22·12-12= 144; КFV=2·КHV-1=2·11526-1= 1305 (см. табл.2.7).
При этом F1=183511814413053910847(5215) = 172 МПа []F1= 288 МПа и
F2=F1YF2YF1=172·3639 = 159 МПа []F2= 267 МПа
следовательно усталостная прочность передачи обеспечена.
. Выбор муфт и проектное обоснование диаметров валов и подшипников (ПК) редукторов.
Исходные данные - схема привода– см. рис.1.1
Т1(3) = 40(755) Нм n1(3) =1445(72) обмин dэ = 38 Кп = 15
Выбираем стандартные компенсирующие муфты :
Для тихоходной муфты : Т3мах = 15*Т3 = 15*755 = 1133 Нм
d'3пк = 5*3√Т3 = 5*3√755 = 5*91 = 455 мм .
Принимаем муфту зубчатую МЗ – 1600 × 40 у которой :
Тм = 1600 > Тмах nм = 5000 обмин > n4 dм = 40 .
Задаём диаметры тихоходного вала :
D4м = 40 d4пк = 45 d4к = 50
Тип подшипников качения - радиальный шариковый 209 (ГОСТ 8338-75) с установкой « враспор » .
Для быстроходной муфты : Т1мах = 15*Т1 = 15*40 = 60 Нм
d'1пк = 7*3√Т1 = 5*3√40 = 5*342 24 мм dэ = 38 .
Принимаем муфту МУЗ – 125 × 38 1.1 × 28 1.2 у которой :
Тм = 125 > Т1мах nм = 3000 обмин > n1
Присоединительные диаметры полумуфт :
Задаём диаметры быстроходного вала :
D1м = 28 мм d1пк = 30 мм d1к = 35 мм
Тип подшипника качения - радиальный шариковый 206 (ГОСТ 8338-75) с установкой « враспор » .
Для промежуточного вала :
Т2 = 195 Нм n2 = 289 обмин Кп = 15
d'2пк = 6*3√Т2 = 6*3√195 348
Задаём диаметры промежуточного вала :
Тип подшипников качения – радиальный шариковый 207 (ГОСТ 8338-75) с установкой « враспор »
Обоснование некоторых размеров и особенностей конструкции редуктора
Редуктор выполнен по схеме с тремя последовательно расположенными валами . Данная схема упрощает изготовление корпуса редуктора т.к. в отличие от корпуса для сосной схемы здесь отсутствует прилив в котором располагаются подшипники соосных валов и упрощается изготовление отливки корпуса . Упрощается изготовление посадочных мест под подшипники валов т.к. нет необходимости соблюдать соосность посадок сразу для четырёх подшипников . Редуктор выполнен по горизонтальной схеме для обеспечения самосмазывания зубчатых колёс путём окунания в масло .
Параметры зубчатых соединений – по ГОСТ 6033-80 .
Габаритные размеры корпуса редуктора и крышки редуктора рассчитаны по методическому
толщины : стенок литого корпуса 12. 4√TВЫХ ≥ 6мм крышки корпуса 1 0.9 ≥ 6мм ;
зазоры : между вращающимися колёсами и корпусом Δ ≥ (1..15). между колесами и дном Δд 4.;
диаметр болтов крепления крышки редуктора к корпусу dБП 125·.3√Tвых ≥ 10 мм
диаметр фундаментных болтов редуктора dБФ 12.dБП
фланец корпуса шириной 27.dБГ
болты служащих для герметизации плоскости разъема корпуса dБГ 08.dБП
штифты фиксирующие крышку dшт 08.dБГ
резьбовые отверстия для разборки корпуса (под болты dБГ)
Расчет шпоночных соединений (ШпС).
Исходные данные: Т; dВ ; b×h ; материалы деталей ШпС ; []см .
Сечение шпонки b×h выбрано исходя из диаметра вала по ГОСТ 23360-78 .
Материал – сталь шпоночная чистотянутая ГОСТ 8787-68 .
Расчёт сводится к назначению длины L призматической шпонки не менее допускаемой [L] из условия несминаемости ШпС - см ≤ []см=150(80) МПа – для стальных (чугунных) ступиц ( при прессовой посадке значение []см увеличить в 13 раза ) : L ≥ [L] = 4103T (dВh[]см) + b мм.
Итоги расчёта представлены в таблице :
Сеч. шпонки bh* в мм
Проверочные расчеты тихоходного вала на прочность
1. Определение нагрузок на вал в характерных сечениях тихоходного вала
Исходные данные: эскиз вала (см. рис. 6 ); Тв = 755 Нм Ft = 5131 Н Fr = 1868 Н Fa = 0 d4 = 304 мм
FM = 50 1374 Н a = 60.5 мм b = 122.5 мм c = 142.5 мм .
Составляем схему нагружения вала приводя силы к оси вала в серединах ступиц соответствующих деталей (рис. 6.1) с нумерацией характерных сечений 1..4 и определяем составляющие реакций R1(2) опор 1(2) от нагрузок действующих в горизонтальной плоскости – Ft в вертикальной плоскости – Fr и Fa и в плоскости случайного направления - FM и изгибающие моменты вала возникающие в плоскостях действия нагрузок .
В горизонтальной плоскости (рис. 6.2):
Составим уравнение равновесия вала относительно опоры1:
Mг(1) = R2г.(a+ b) – Ft.a = 0 откуда R2г =Ft.a (a+ b).
Составим уравнение равновесия вала относительно опоры 2:
M г (2) = R1г.(a+ b) –Ft.b = 0 откуда R1г = Ft.b (a+ b).
Проверка по условию: Fг = R1г - Ft + R2г = 0.
Найти изгибающий момент в сечении 3: M3г = R1г.a.
В вертикальной плоскости (рис.6.3).
Mв(1)=R2в.(a+b) –Fr.a+Fa.d22=0 R2в=(Fr.a – Fa.d22)(a+b)
Mв(2)=R1в.(a+b) –Fr.b –Fa.d22=0 R1в=(Fr.b + Fa.d22)(a+b).
(если R2В – отрицательная - изменим её направление).
Проверка по условию: Fв = R1в – Fr ± R2в = 0.
Изгибающий момент в сечении 3 :
со стороны опоры 1: M3в1 = R1в . a ;
со стороны опоры 2: M3в2 = R2в . b.
В плоскости случайного направления - (рис.6.4).
Из MМ(1) = FM.(a+b+c)-R2М.(a+b) = 0 R2М = FM.(a+b+c)(a+b).
Из MМ(2) = FM.c – R1М.(a + b) = 0 R1М = FM.c (a + b).
Проверка: FМ = R1М - R2М + FM = 0.
Найти изгибающий момент в сечении 2 и 3:
Определить наибольшие значения нагрузок в характерных сечениях вала полагая вектор результирующей нагрузки от составляющих в горизонтальной и вертикальной плоскостях совпадающим с вектором нагрузки случайного направления:
Mi = Mi2г + Mi2в + MiМ и
Rj = Rj 2г + Rj 2в + RjМ
В горизонтальной плоскости:
R1г = 5131(122510-3) (60510-3 + 122510-3) = 3435 Н
R2г = 5131(60510-3) (60510-3 + 122510-3) = 1696 Н
Изгибающий момент в сечении 3:
M3г =3435(60.510-3) = 208 Нм
Проверка по условию: ΣFг = R1г – Ft + R2г = 0.ΣFг = 3435 – 5131 + 1696 = 0.
В вертикальной плоскости :
R1в = 1868 ( 122510-3) – 0 (60510-3 + 122510-3) = 1250 Н
R2в = 1868 (60510-3) + 0 (60510-3 + 122510-3) = 618 Н
со стороны опоры 1: M3в1 = 1250 (60510-3) = 76 Нм
со стороны опоры 2: M3в2 = 618 (122510-3) = 76 Нм
Проверка по условию: ΣFв = R1в – Fr ± R2в = 0. ΣFв = 1250 – 1868 + 618 = 0.
В плоскости случайного направления :
R1м = 1374(142510-3) (60510-3 + 122510-3) = 1070 Н
R2м = 1374[ (60510-3) + (122510-3) + (142510-3) ] (60510-3 + 122510-3) = 2444 Н
Изгибающий момент в сечении 2 и 3 :
М2М = 1374 (142.510-3) = 196 Нм
М3М = 1070(60.510-3) = 65 Нм
Проверка по условию: ΣFМ = R1М – R2М + FM = 0. ΣFМ = 1070 – 2444 + 1374 = 0.
Эпюра крутящих моментов изображена на рис . 6.5
Определяем наибольшие нагрузки в характерных сечениях :
В сеч. 1 d=45 мм T=0=M1 .
R1 = √ 34352 + 12502 + 1070 = 4725 Н .
В сеч. 2 d=45 мм T= 755 Нм M2=M2M= 196 Нм .
R2 = √16962 + 6282 + 2444 = 4249 Н
- со стороны опоры 1: T = 0 . M31 = √2082 + 762 + 65 = 222 Нм .
- со стороны опоры 2: T = 755 Нм . M32 = √2082 + 762 + 65 = 222 Нм .
В сеч. 4 d=40 мм T= 755 Нм М = 0 .
Сопоставляя нагрузки и размеры сечений заключаем; что опасным является сечение 3.
2. Расчет вала на усталостную прочность
Исходные данные: опасное сечение – 3 M = 222 Нм T = 755 Нм d = 50 мм вид концентратора напряжений - наличие паза под шпонку сечением b Х h = 16 Х 10 ; чистота поверхности Ra=08 мкм упрочнение поверхности отсутствует (Ку=1) .
Задаем материал вала – сталь 40Х:
в=900 МПа -1=410 МПа -1=240 МПа =01 (см.табл.6.1).
Оценить прочность вала сопоставляя запасы выносливости: допускаемый [n] и расчетный запас n-1 зависящий от запасов выносливости n - только при изгибе и n - только при кручении:
[n] = 16 18) ≤ n-1 = n.nприn = -1[(K Kd + KRА-1)Кy.a ]
n = -1 [(K K d + KRА-1)Кy а+ m];
где: a(m) и a(m) - амплитуды (средние значения) напряжений изгиба и кручения
- для симметричного цикла a = и = M·103 Wи
d3-Δ - для сечения с пазом под шпонку bxh
здесь Δ = b.h (2d-h)2(16.d);
- для нулевого цикла
a = m = k 2 = T·103(2Wк)
d3-Δ - для сечения с пазом под шпонку b
K и K – эффективные коэффициенты концентрации напряжений (см. табл. 6.2) ; если в сечении действует
несколько концентраторов- принять наибольший;
Kd - масштабный фактор ;
KRZ- фактор чистоты поверхности K RZ = 09+02· где Ra – параметр шероховатости в мкм;
Ку - коэффициент упрочнения поверхности - (см. табл. 6.3).
Диаметр заготовки мм
Механические характеристики в МПа
Шлицы зубья эвольвентные
Посадка*** с натягом
коэффициент упрочнения Ку при:
Наклеп дробеструйный
Определяем амплитуды и средние значения напряжений цикла :
Wи = 10880Wк = 23380
a = и = 222·10310880 = 204 МПа a=m= к 2= 755·103( 2·23380 )=1615 МПа.
Определяем запасы выносливости сечения принимая значения коэффициентов :
K Kd = 43 K Kd = 30 K RZ = 09+02·3√08 = 109 -1 = 240 МПа -1 = 410 МПа -1 = 240 МПа
n = 410 [(43 + 109 - 1) 1 . 204 ] = 467
n = 240 [(30 + 109 - 1) 1 . 1615 + 01 1615] = 466
n-1 = 467.466 = 33 > [ n ] = 17
3 Расчет вала на статическую прочность.
Исходные данные: опасное сечение 3 : и = 20.4 МПа k= 2·a= 323 МПа ; Кп=15 ; т = 750 МПа.
Проверяем прочность вала исходя из условия :
nт = т( Кп) ≥ [n]т 15 16.
nт = 750 (15 ) = 131 > [n] т = 16
Исходя из полученных результатов расчётов делаем вывод что тихоходный вал прочен .
Подбор подшипников редуктора
Исходные данные: схема нагружения выбранных радиальных шариковых ПК – см. рис
R1 = 4725 Н R2= 4249 Н n = 72 об мин. Fа = 0
Кt – коэффициент температуры при t o ≤ 100o С - Kt = 1
КE – коэффициент режима (графика) нагружения КЕ = ; 1(2)=1 (08) λ1(2)=01(09);
х и у - коэффициенты радиальной R и полной осевой FА сил на ПК - см. табл. 4. Для радиальных ПК полная FА равна внешней осевой силе воспринимаемой именно этим ПК : FА= Fа.
а1 - коэффициент учета надежности "р" ПК; a1 = [ при р = 09 a1=1;
а23 - коэффициент условий работы и материалов ПК; для обычных условий и материалов
значение а23 = 0.75 (табл. 4)
-рядные и сдвоенные
Примечания:1.* - значение характеристики заимствовать из ГОСТ – см. табл. 7.
** - для РШ 019 е 044: при Fa(vR) 019 принять при Fa(vR)044 x=056 и y=1.
*** - для РУШ с =120 03e055.
для всех однорядных ПК: у = (1-х)е; а также при Fa(vR) е принять x=1 и y=0.
для всех сдвоенных ПК принять C·C0 и C=C163 – для шариковых и C=С171–для роликовых
Проектные подшипники – ПК 209 типа 0000 по ГОСТ 8338-75 для которых :
С=33.2 кН С0=186 кН nmax=7500 обмин
Полная осевая сила для обоих ПК : FА = Fа = 0 и значит x2=1 и y2=0.
Находим эквивалентную нагрузку на ПК1(2) :
КЕ = = ³√(1³01)+(08³09) = 0.8246
FЭ 1 = (1.1.4725 + 0) .13.1.08246 = 5065 Н
FЭ 2 = (1.1.4249 + 0) .13.1.08246 = 4555 Н .
Находим ресурс наиболее нагруженного ПК :
Принимаем а1 = 1 а23 = 0.75 m = 3
Lh ≤ LПК = (СFЭ).m 106 а1 а23 (60 n) час .
LПК = (332 5065).3 106 1 075 (60 72) = 48793 час . ≥ Lh = 10000 час .
Вывод : проектные ПК (ПК 209 ) пригодны к применению на тихоходном валу т.к. их ресурс
превышает заданный условием .
Электродвигатели единой серии 4А ГОСТ 19523-81
асинхронные закрытые обдуваемые
(тип асинхронная частота вращения – диаметр вала двигателя)
Синхронная частота nс обмин
Список использованной литературы :
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя . В 3-х т. 8-е изд . переработанное и дополненное . М. 2001.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин : учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений . – 12-е издание . М. 2009.
Детали машин. Атлас конструкций . Под ред. Решетова Д.Н. 5-е издание . М. 1992.

Курсовая - Чертеж редуктора . Вид спереди.cdw

Техническая характеристика
Максимальный крутящий момент на выходном валу - 755 Н*м
Частота вращения выходного вала - 72
Передаточное отношение - 20
Основные параметры зацепления :
Передаточное отношение
Необработанные наружные поверхности редуктора покрасить
серой краской ПФ115 ГОСТ 6465-76
необработанные поверхности
грунт-эмалью полиуретановой
Полиуретол " ТУ 2312-018-98310821-2009.
Залить в редуктор для обкатки 6
литров масла марки И-20А
ГОСТ20799-88 (обозначение по ГОСТ17479.4-87 : И-Г-А-32 ) .
Проверить вручную плавность вращения валов .
Редутор обкатать без нагрузки при частоте вращения
быстроходного вала 1445 обмин в течение 2 часов .
После обкатки масло в редуторе заменить . Рабочий объём
Плоскость разъёма редуктора при окончательной сборке
растворителем Нефрас С
и покрыть тонким слоем герметика
ВГО - 1 ТУ 38.303-04-04-90 . Время высыхания - 24 час. .
Уплотнительные кольца на крышках подшипников поз. 2
перед установкой смазать смазкой ОКБ-122-7 ГОСТ 18179-72
Редуктор цилиндрический

Спецификация РЦД 20.00.000 СБ.spw

Редуктор цилиндрический
Вал-шестерня входной
Вал-шестерня промежут.
Пробка 7009-0225 (М10
Шайба 6 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 8 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Масло И-20А ГОСТ20799-88

Курсовая - Чертеж редуктора . Лист 2.cdw

Спецификация ПРЦ 20.00.000 СБ.spw

Редуктор цилиндрический
Шайба 10.02 Ст3. 016
Шайба 12.02 Ст3. 016
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70

Чертеж Привод конвеера 1 к 2.5 Вар. 2.cdw

Технические требования:
Осевое смещение валов электродвигателя и редуктора не более 0
Радиально семещение валов электродвигателя и редуктора не более 0
Угловое смещение валов электродвигателя и редуктора не более 0
Рама привода конвейера.
Тип электродвигателя
Мощность электродвигателя
Частота вращения входного вала
Момент на выходном валу
Частота вращения выходного вала
Технические характеристики

Курсовая - Чертеж корпус редуктора.cdw

Е растачивать в сборе с крышкой
редуктора РДЦ 20.000.002 зафиксированной от сдвига
штифтами поз.43 РДЦ 20.000.000 СБ .
Для резьбовых отверстий
Неуказанные радиусы
Неуказанные предельные отклонения - H 12 . h12
Чугун ВЧ 40 ГОСТ 7293-85