Редуктор горизонтальный

Чертежы по ДМ.dwg

Техническая характеристика
Uо - 16 2. Частота вращения выходного вала
обмин - 93 обмин 3. Номинальный вращающий момент - 695571 Н*мм 4. КПД - 83%
Размеры для справок 2. Полости подшипников заполнить конценстентной смазкой циатим - 202 ГОСТ 11110-75 3. Полость картера заполнить маслом И-40А ГОСТ 20799-75 4. После сборки редуктор подвергнуть обкатке в течении 2-х часов 5. Температура масла после обкатки не должна превышать 80° С 6. Температура подшипников после обкатки не должна превышать 80° С 7. После обкатки проверить пятно обкатки на червячном колесе. 8. Внутриннею поверхность редуктора окрасить маслостойкой краской
наружнию поверхность окрасить водостойкой краской 9. Полости разъема основания корпуса и крышки редуктора покрыть пастой герметик 10. Осевой зазор в подшипниек позиция регулировать набором прокладок позиция
Техническая требования
Сталь 45 гост 1050-88
Коэффициент смещения
Наибольшая частота вращения 2820 1мин
Номинальный крутящий вал М=350 нм
Технические характеристики
Вновь разработанные
с буртиком ГОСТ 8918-69
Радиально консольная нагрузка на выходном валу редуктора не более 100Н
Смещение вала электродвигателя не более:
Технические требования
Частота вращения тихоходного вала: 93 1мин
Частота вращения вала электродвигателя: 1455 1мин
Мощность электродвигателя
Общее передаточное число редуктора: 16
Планн размещения отверстий под фундаментные болты

4 Введение.doc

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности строительстве сельском хозяйстве на транспорте.
Государством перед машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объема ее выпуска.
Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений.
Выполнением курсового проекта по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. При выполнении моей работы активно используется знания из ряда пройденных предметов: теория машин и механизмов сопротивления материалов материаловедения и др.
Объектом курсового проекта является привод ленточного транспортера с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходней ступенью.

2 реферат.doc

Курсовой проект: 59 с. 15 рисунков 5 таблиц 4 источника.
Объектом проекта является привод ленточного транспортера.
Цель работы – освоить методику проектирования механических передач закрепить знания по дисциплинам: детали машин теория машин и механизмов метрология основы взаимозаменяемости и т.д. спроектировать привод ленточного транспортера.
В процессе работы проводились проектный расчет цилиндрических передач проверочный расчет подшипников качения проверочный расчет вала на статическую и усталостную прочность проверочный расчет шпоночных соединений. Был спроектирован двухступенчатый цилиндрический горизонтальный редуктор.
Графическая часть проекта содержит в себе выполнение:
-чертеж общего вида привода и редуктора;
-чертеж одного из валов и одного из цилиндрических косозубых зубчатых колес;
-чертеж общего вида компенсирующей муфты.

5 Эскизн пр.doc

5 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА РЕДУКТОРА
1 Определяем диаметры выходных участков валов
1.1 Назначаем диаметр выходного участка 1-го вала:
Принимаем d1 = 35 мм.
1.2 Определяем наименьшие диаметры валов 2 и 3.
где [2] = 17 МПа – допускаемое контактное напряжение;
Принимаем d2 = 35 мм.
Принимаем d3 = 60 мм.
2 Назначаем отдельные диаметры отдельных участков валов
2.1 Вал №1 – быстроходный вал.
d1 = 35 мм d1У = 40 мм d1П = 45 мм d1Б = 50 мм.
Рисунок 5.1 – Быстроходный вал.
2.2 Вал №2 – промежуточный вал.
d2П = 35 мм d1У = 45 мм d1П = 50 мм d2К = 40 мм.
Рисунок 5.2 – Промежуточный вал.
2.3 Вал №3 – выходной вал.
d3 = 65 мм d3У = 70 мм d3П = 65 мм d3К = 60 мм.
Рисунок 5.3 – Выходной вал.
3 Сопряжение шестерни с валом
мм примерно равно мм шестерню выполняем заодно с валом исходя из конструктивных соображений.
4 Конструктивные размеры колес
4.1 Быстроходная шестерня.
Диаметр окружности вершин da1 = 96 мм.
Ширина зубчатого венца b1 = 50 мм.
Рисунок 5.4 – Быстроходная шестерня.
4.2 Быстроходное колесо.
Диаметр окружности вершин da2 = 192 мм.
Ширина зубчатого венца b2 = 28 мм.
Внутренний диаметр ступицы dK2 = 20 мм.
Наружный диаметр ступицы dст2 = 45 мм.
Ширина торцов зубчатого венца S=5 мм.
Толщина диска C2 = 028b2 = 028*28 = 78 мм принимаем С2=8мм.
Рисунок 5.5 – Быстроходное колесо.
4.3 Тихоходная шестерня.
Диаметр окружности вершин da3 = 93 мм.
Ширина зубчатого венца b3 = 80 мм.
Рисунок 5.6 – Тихоходная шестерня.
4.4 Тихоходное зубчатое колесо.
Диаметр окружности вершин da4 = 351 мм.
Ширина зубчатого венца b4 = 70 мм.
Фаска f1 = 2 мм [2 ст. 63].
Угол α = 45 [2 ст. 63].
Наружный диаметр ступицы мм.
Внутренний диаметр ступицы dK4 = 65 мм.
Ширина торцов зубчатого венца s4 = 22 m +005b = 10 мм.
Толщина диска C4 = 028b2 = 028*70 = 196 мм принимаем C4 = 20 мм.
Длина ступицы мм принимаем lст3 = 70 мм.
Рисунок 5.7 – Тихоходное зубчатое колесо.
5 Выбор типоразмеров подшипников и схем установки валов на опоры.
5.1 Вал №1 – ведущий.
Схему установки вала принимаем на плавающих опорах. Используем два шариковых радиальных однорядных подшипника типа Р0-206 ГОСТ 8338-75.
5.2 Вал №2 – промежуточный.
Схему установки вала принимаем в распор. Используем два радиально-упорных однорядных шарикоподшипников типа 46207 ГОСТ 831-75.
5.3 Вал №3 – выходной.
Схему установки для данного вала принимаем с двумя фиксированными опорами. Фиксированная опора выполнена на однорядных радиально - упорных шарикоподшипниках типа 46212 ГОСТ 831-75.
6 Смазка подшипников и зацеплений
6.1 Смазывание подшипников валов №1 №2 и №3 осуществляется маслом из картера редуктора подшипники смазываются брызгами масла.
6.2 Передачи в редукторе осуществляется путем заливки масла в корпус редуктора так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
7 Конструктивные соотношения элементов корпуса
Корпусная деталь состоит из стенок ребер фланцев и других элементов соединенных в единое целое.
Исходя из габаритов корпуса принимаем толщину стенки
Дно редуктора слегка наклонено в сторону пробки для слива масла.
Для удобства сверления отверстий в редукторе делаем их сквозными.
Для уменьшения давления в редукторе делаем сапун.
Для увеличения жесткости корпуса редуктора на подшипниковых гнездах размещаем ребра жесткости шириной 10 мм.
Крепление крышки редуктора к корпусу осуществляем болтами М12.
Для фиксирования крышки редуктора относительно его корпуса в горизонтальной плоскости применяем два цилиндрических штифта. Это обеспечивает точную обработку боковых поверхностей редуктора.
Опорная часть корпуса выполняется сплошной поверхности с отверстиями под крепежные болты M16.

6 Ременные передачи.doc

6 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ОТКРЫТЫХ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
2 Выбираем сечение ремня
По номограмме [1 с.266] выбираем ремень сечением А.
Рисунок 6.1 - Сечение ремня
3 Межосевое расстояние
d1 - диаметр ведущего шкива;
T1 - вращательный момент на валу ведущего шкива.
Выберем межосевое расстояние равное a = 360 мм.
d1 = мм округляя до стандартного значения имеем d1 = 180 мм. [1 с.267]
d2= i*d1 = 148*180 = 2664 мм округляя до стандартного значения имеем: d2= 280 мм
4 Расчетную длину ремней Lp мм определим по формуле
подставляя численные значения в формулу (6.1) имеем:
округляя до ближайшего стандартного значения получим Lp=1400 мм. [1 с.263]
5 Уточняем межосевое расстояние a мм по формуле:
а = 025[(LP - W] + (LP-W)2 -8y] (6.2) [1 с.262]
W = 3142 (180 + 280) = 722 мм ;
Подставим численные значения в формулу (6.2) и найдём a мм:
6 Возможность уменьшения межосевого расстояния:
Для компенсации отклонений и удлинения во время эксплуатации -возможность увеличения на 55% т.е.
a =0055*а. Подставим численные значения в формулу
a= 0055*335 = 184 мм.
7 Определим угол обхвата ремнем малого шкива по формуле:
8 Определим коэффициенты:
угла обхвата Са = 099 [1 с.267]
длины ремня CL = 096 [1с.269]
режима работы Ср = 11 [1 с.269]
числа ремней Cz = 095 при z = 2 . [1с.269]
9 Определим номинальную мощность Р0 кВт
Р0= 338 кВт. [1с.265]
10 Расчетную мощность Рр кВт определим по формуле
11 Общее число ремней Z определяем по формуле
Где Cz – коэффициент числа ремней
Подставим численные значения в формулу (6.4) :
12 Определяем натяжение So Н каждой ветви одного ремня.
12.1 Предварительно определяем скорость ремней мс по формуле
12.2 Коэффициент динамичности 0 = 01. [1 с267]
12.3 Подставим численные значения в формулу (6.5) и найдём натяжение So Н каждой ветви одного ремня:
13 Силу действующую на валы Fн H определим по формуле:
14 Основные геометрические параметры шкивов
d1е= d1р+2b*=180+2*3.3=1866 мм
М=(n-1)e+2f=(2-1)15+2*10=35мм
d2е= d2р+2b*=280+2*3.3=2866 мм
lст=15*d=15*22=33 мм
Рисунок 6.2 - Основные геометрические параметры шкива

9 и тд.doc

9 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ В ОПАСНОМ СЕЧЕНИИ
1 Выбор опасного сечения
1.1 Схема вала рис. 9.1.
Рисунок 9.1 – Схема выходного вала.
1.2 Согласуя эпюры крутящего и изгибающего моментов на выходном валу и диаметры участков этого вала за опасное сечение принимаем сечение показанное на рис. 9.1.
2 Расчет коэффициента запаса прочности
2.1 Выбираем минимально допустимое значение коэффициента S запаса прочности: [S] = 2.
2.2 Вычисляем коэффициент запаса прочности S. [2. ст. 169].
где S и S - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям определяемые по зависимостям
где a и a — амплитуды напряжений цикла; m и m — средние напряжения цикла; = 01 и =005 — коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.
В расчетах валов принимают что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: a = и и m = 0 а касательные напряжения — по отнулевому циклу: a = k 2 и m = k 2.
где — результирующий изгибающий момент Нмм; Мк — крутящий момент (Мк = Т) Нмм; W и WK — моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении мм3.
Пределы выносливости -1 и -1.
К = 19 и К = 14 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении. [3 ст. 300].
Кd = 068 и КF = 08 – масштабный фактор и фактор шероховатость поверхности. [3 ст. 301].
Условие прочности выполнено поэтому вал пригоден.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА НА СТАТИЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ В ОПАСНОМ СЕЧЕНИИ ПРИ ДЕЙСТВИИ ПИКОВОЙ НАГРУЗКИ
1.1 Схема вала рис. 10.1.
Рисунок 10.1 – Схема выходного вала.
1.2 Согласуя эпюры крутящего и изгибающего моментов на выходном валу и диаметры участков этого вала за опасное сечение принимаем сечение показанное на рис. 10.1.
2 Расчет коэффициента запаса прочности по пределу текучести
2.1 Коэффициент перегрузки:
КП = 22 – коэффициент пиковой нагрузки задан техническим заданием.
2.2 Определение нормальных и касательных напряжений в рассматриваемом сечении вала при действии пиковой нагрузки:
где - суммарный изгибающий момент Нмм; - крутящий момент Нмм; - осевая сила Н; W и WK – моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение мм3; А – площадь поперечного сечения мм2.
2.3 Определяем частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
где МПа МПа – пределы текучести. [2 ст.165].
2.4 Определяем общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
1 Расчет шпонок на смятие на входном валу
1.1 Исходные данные.
Нмм – вращающий момент на входном валу.
d = 22 мм – диаметр вала.
lр = 25 мм – рабочая длина первой шпонки.
мм – рабочая высота шпонки.
1.2 Расчет напряжений смятия. [3 ст. 89].
Допускаемые напряжения МПа.
Напряжения смятия в пределах допускаемых.
2 Расчет шпонок на смятие на выходном валу
2.1 Исходные данные.
Нмм – вращающий момент на третьем валу.
d = 55 мм – диаметр вала.
lр3 = 63 мм – рабочая длина шпонки.
2.2 Расчет напряжений смятия.
ОБОСНОВАНИЕ ПОСАДОК В ОСНОВНЫХ СОПРЯЖЕНИЯХ В РЕДУКТОРЕ
1 Выбор посадок подшипников качения
Многолетней практикой установлено что соединение с валом или корпусом колец вращающихся относительно нагрузки должно быть осуществлено обязательно с натягом исключающим проворачивание и обкатывание кольцом сопряженной детали и как следствие развальцовку посадочных поверхностей и контактную коррозию.
Посадки неподвижных относительно нагрузки колец назначают более свободными допускающими наличие небольшого зазора так как обкатывание кольцами сопряженных деталей в этом случае не происходит. Нерегулярное проворачивание невращающегося кольца полезно так как при этом изменяется положение его зоны нагружения. Кроме того такое сопряжение облегчает осевые перемещения колец при монтаже при регулировании зазоров в подшипниках и при температурных деформациях валов.
Подшипник является основным комплектующим изделием не подлежащим в процессе сборки дополнительной доводке. Требуемые посадки в соединении подшипника качения получают назначением соответствующих полей допусков на диаметры вала и отверстия в корпусе.
Для внутренних колец подшипников назначаем посадки L0k6 для наружных колец – H7l0.
2 Выбор посадок зубчатых колес
При передаче вращающего момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо а посадок переходных нежелательно. Если в соединении имеется зазор то при вращении вала происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса которое приводит к их изнашиванию. Поэтому при передаче момента шпонкой на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса следует создавать натяг гарантирующий нераскрытие стыка.
Для зубчатых колес применим посадку H7p6.
ВЫБОР СОРТА МАСЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕГО КОЛИЧЕСТВА
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 03 до 125 мс. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается его температура.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла чем выше контактные давления в зубьях тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну наименьшую глубину принято считать равной модулю зацепления. Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости вращения колеса. Чем медленнее вращается колесо тем на большую глубину оно может быть погружено.
Исходя и того что окружная скорость цилиндрических зубчатых колес тихоходной ступени мс и окружная скорость цилиндрических зубчатых колес быстроходной ступени мс выбираем масло марки И-Г-А-32 в количестве 11 л.
ПЕРЕЧЕНЬ ИСПОЛЬЗОВАННЫХ СТАНДАРТОВ
ГОСТ 8338-75 – «Подшипники шариковые радиальные однорядные».
ГОСТ 831-75 – «Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные».
ГОСТ 7798-70 – «Болты с шестигранной головкой класса точности В».
ГОСТ 6402-70 – «Шайбы пружинные».
ГОСТ 3128-70 – «Штифты цилиндрические».
ГОСТ 23360-78 – «Шпонки призматические».
ГОСТ 13941-86 – «Кольца пружинные упорные плоские внутренние эксцентрические и канавки для них».
ГОСТ 8752-79 – «Манжеты резиновые армированные для валов».
ГОСТ 12080-66 – «Концы валов цилиндрические».
ГОСТ 19523-81 – «Двигатели трехфазные асинхронные серии 4А».
ГОСТ 1050-88 – «Сталь углеродистая качественная».
ГОСТ 20799-88 – «Жидкие смазочные материалы (масла) индустриальные: И-Г-А-32».
ГОСТ 2789-73 – «Параметры для нормирования шероховатости поверхности».
ГОСТ 24642-81 – «Отклонения и допуски формы цилиндрических поверхностей».
Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для вузов С. А. Чернавский Г. А. Снесарев Б. С. Козинцов и др. – 5-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1984. – 560 с. ил.
Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для техн. Спец. вузов П. Ф. Дунаев О. П. Леликов – 5-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк. 1998. – 447 с. ил.
Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений М. Н. Иванов – 5-е изд. перераб. – М.: Высш. шк. 1991. – 383 с. ил.
Детали машин: Учеб. для вузов Л. А. Андриенко Б. А. Байков И. К. Ганулич и др.; Под ред. О.А. Ряховского. – М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана 2002. – 544 с.

8 Проверочный расчет подшипников.doc

8 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ
Расчет подшипников качения на выходном валу
Подшипники работают при возможных кратковременных перегрузках до 150% номинальной нагрузки поэтому K = 14 [2 ст. 107].
Ожидаемая температура работы tраб = 80С.
Требуемый ресурс работы подшипников часа.
Осевая эквивалентная нагрузка Н.
Радиальные нагрузки:
Используемые подшипники:
) Шариковый радиально-упорный однорядный подшипник 46212 ГОСТ 831-75:
2 Расчетный ресурс работы подшипников.
где p – показатель степени:
) Для радиальных шариковых подшипников р = 3.
Рэк – эквивалентная динамическая нагрузка.
3 Эквивалентная динамическая нагрузка.
где Р – динамическая нагрузка; КНЕ = 0866.
4 Определяем отношения:
) Для шарикового радиально-упорного подшипника.
Находим коэффициент е = 068 [2 ст. 104].
где V = 1 – коэффициент вращения кольца
где КТ = 1 – температурный коэффициент [2 ст. 107];
5 Определяем расчетный ресурс работы подшипников.
Расчетные ресурсы данных подшипников больше заданного ресурса поэтому подшипники пригодны.

7 Проектный расчет вала.doc

7 Проектный расчет выходного вала расчетная схема нагружения вала
Расчетная схема нагружения выходного вала
Для определения горизонтальной реакции в опоре B составляем уравнение суммы моментов относительно точки A и приравниваем его к нулю т.к. конструкция находится в уравновешенном состоянии.
Подставляем численные значения известных элементов данного уравнения
Для определения вертикальной реакции в опоре B составляем уравнение суммы моментов относительно точки A и приравниваем его к нулю т.к. конструкция находится в уравновешенном состоянии.
H (знак “-“ говорит о том что вектор направлен о обратную сторону)
Для определения горизонтальной реакции в опоре A составляем уравнение суммы моментов относительно точки B и приравниваем его к нулю т.к. конструкция находится в уравновешенном состоянии.
Для определения вертикальной реакции в опоре A составляем уравнение суммы моментов относительно точки B и приравниваем его к нулю т.к. конструкция находится в уравновешенном состоянии.
Расчёт эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала.
Горизонтальная плоскость
Вертикальная плоскость

2 Расчетка№2-1.doc

ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Исходные данные к определению допускаемых напряжений для передачи быстроходного вала представлены в таблице №2.
Наименование параметра размерность
Обозначение численное значение указание
Согласно техническому заданию см. рисунок 1
Номинальная частота вращения ведущей шестерни мин-1
по данным кинематического расчета
Номинальная частота вращения ведомого колеса мин-1
Циклограмма или типовой режим нагружения передачи
Заданы техническим заданием
Срок службы (ресурс) передачи часов (лет)
Режим работы (продолжительность включения)
Расчёт допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке улучшение представлен в таблице №3.
Наименование указание
Обозначение расчётная формула вычисление принимаемое значение
Вариант материалов и термической обработки зубьев
Термическая или химико-термическая обработка зубьев
Предполагаемый размер S заготовки не более мм
Способы получения заготовки
Механические характеристики материалов:
твёрдость сердцевины
твёрдость поверхности зуба
предел текучести МПа
Наиболее вероятная (средняя) твёрдость сердцевины
HB1с=(230+300)2=265(18)
НВ2с=(192+240)2=216(19)
Наиболее вероятная (средняя) твёрдость поверхности
НB1п= HB1с =(230+300)2=265
НB2п = HB2с = (192+240)2=216
Предел контактной выносливости материала МПа
Таблица 3 (продолжение)
Наименованиеуказание
Базовое число циклов нагружения при расчёте по контактным напряжениям
NHG1=( НВ1п)24= 30 (22)
Суммарное машинное время работы передачи часов
Фактическое число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса за заданный ресурс передачи
где n1 и n2 – по данным таблицы 2;
Коэффициент эквивалентности при расчёте по контактным напряжениям; определяют с учётом графика нагрузки
Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям
Коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям
Поскольку эквивалентные числа циклов перемены напряжений NHE1 и NHE2 больше соответствующих базовых значений NHG1 и NHG2 что указывает на работу материалов в зоне длительного придела выносливости поэтому
Коэффициент запаса прочности при расчёте по контактным напряжениям;
принимаем с учётом марки материала вида термической обработки и вероятности неразрушения
При вероятности неразрушения Р(t)=098 имеем:
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на выносливость активных
поверхностей зубьев МПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи МПа
Максимальное допускаемое контактное напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках МПа
Предел изгибной выносливости материалов МПа
Коэффициент учитывающий влияние способа получения заготовки
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную выносливость
При окончательной механической обработке зубьев – шлифование рабочей и переходной поверхностей зубьев имеем:
Коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки
Поскольку передача нереверсивная принимаем
Коэффициент эквивалентности при расчете по напряжениям изгиба; определяют с учетом графика нагрузки
Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба
Коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба
Поскольку в данном варианте NFE1>NFG=
и NFE2>NFG то в последующих расчётах с учётом ограничений принимаем минимальное значение коэффициента долговечности т.е.
YN1=YN2=YNmin=1 (41)
Коэффициент запаса прочности при расчете по напряжениям изгиба; принимают в зависимости от вида упрочняющей термической или химико-термической обработки материала и вероятности неразрушения
При вероятности неразрушения Р(t)=098
SF1=175 (42) SF2=175 (43)
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса при расчете на выносливость Мпа
Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев шестерни и колеса при кратковременных перегрузках МПа
Итоговые результаты определения допускаемых напряжений для зубчатой передачи
Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи Мпа
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость МПа
Максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках МПа
Максимальные допускаемые напряжения изгиба при проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках МПа

3 Расчетка№2-2.doc

Исходные данные к определению допускаемых напряжений для передачи быстроходного вала представлены в таблице №2.
Наименование параметра размерность
Обозначение численное значение указание
Согласно техническому заданию см. рисунок 1
Номинальная частота вращения ведущей шестерни мин-1
по данным кинематического расчета
Номинальная частота вращения ведомого колеса мин-1
Циклограмма или типовой режим нагружения передачи
Заданы техническим заданием
Срок службы (ресурс) передачи часов (лет)
Режим работы (продолжительность включения)
Расчёт допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке улучшение представлен в таблице №3.
Наименование указание
Обозначение расчётная формула вычисление принимаемое значение
Вариант материалов и термической обработки зубьев
Термическая или химико-термическая обработка зубьев
Предполагаемый размер S заготовки не более мм
Способы получения заготовки
Механические характеристики материалов:
твёрдость сердцевины
твёрдость поверхности зуба
предел текучести МПа
Наиболее вероятная (средняя) твёрдость сердцевины
HB1с=(230+300)2=265(18)
НВ2с=(192+240)2=216(19)
Наиболее вероятная (средняя) твёрдость поверхности
НB1п= HB1с =(230+300)2=265
НB2п = HB2с = (192+240)2=216
Предел контактной выносливости материала МПа
Таблица 3 (продолжение)
Наименованиеуказание
Базовое число циклов нагружения при расчёте по контактным напряжениям
NHG3( НВ3п)24= 30 (22)
Суммарное машинное время работы передачи часов
Фактическое число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса за заданный ресурс передачи
где n1 и n2 – по данным таблицы 2;
Коэффициент эквивалентности при расчёте по контактным напряжениям; определяют с учётом графика нагрузки
Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям
Коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям
Поскольку эквивалентные числа циклов перемены напряжений NHE1 и NHE2 больше соответствующих базовых значений NHG1 и NHG2 что указывает на работу материалов в зоне длительного придела выносливости поэтому
Коэффициент запаса прочности при расчёте по контактным напряжениям;
принимаем с учётом марки материала вида термической обработки и вероятности неразрушения
При вероятности неразрушения Р(t)=098 имеем:
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на выносливость активных
поверхностей зубьев МПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи МПа
Максимальное допускаемое контактное напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках МПа
Предел изгибной выносливости материалов МПа
Коэффициент учитывающий влияние способа получения заготовки
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную выносливость
При окончательной механической обработке зубьев – шлифование рабочей и переходной поверхностей зубьев имеем:
Коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки
Поскольку передача нереверсивная принимаем
Коэффициент эквивалентности при расчете по напряжениям изгиба; определяют с учетом графика нагрузки
Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба
Коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба
Поскольку в данном варианте NFE3>NFG=
и NFE4>NFG то в последующих расчётах с учётом ограничений принимаем минимальное значение коэффициента долговечности т.е.
YN1=YN2=YNmin=1 (41)
Коэффициент запаса прочности при расчете по напряжениям изгиба; принимают в зависимости от вида упрочняющей термической или химико-термической обработки материала и вероятности неразрушения
При вероятности неразрушения Р(t)=098
SF3=175 (42) SF4=175 (43)
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса при расчете на выносливость Мпа
Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев шестерни и колеса при кратковременных перегрузках МПа
Итоговые результаты определения допускаемых напряжений для зубчатой передачи
Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи Мпа
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость МПа
Максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках МПа
Максимальные допускаемые напряжения изгиба при проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках МПа

1 Расчетка №1.doc

АНАЛИЗ СХЕМЫ СИЛОВОЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ
1 Анализ кинематической схемы привода и его передаточного механизма
Расчёт выполняют по следующим данным:
- кинематическая схема привода (рис. 1) включающая в себя электродвигатель 1 клиноременную передачу 2 редуктор цилиндрический горизонтальный 3 муфту компенсирующую 4 барабан 5;
-режим работы привода определяется графиком нагрузки (рис. 2);
-окружное усилие на звездочке Ft = 45 кН;
-скорость транспортера V = 14 мc;
-число зубьев звездочки Z=9;
Рис 1. Кинематическая схема привода Рис 2. График нагрузки
Силовой поток от электродвигателя 1 идет через клиноременную передачу 2 к редуктору 3 далее последовательно через горизонтальные цилиндрические передачи редуктора на приводную звездочку 4.
2 Выбор стандартного асинхронного электродвигателя
2.1 Поскольку в рассматриваемой кинематической схеме привода передаточный механизм состоит из последовательно соединённых цилиндрических передач с учетом потерь в приводной звездочке общий коэффициент полезного действия передаточного механизма равен:
где - коэффициент полезного действия звездочки в расчётах принимаем
- коэффициент полезного действия закрытой зубчатой цилиндрической передачи в расчётах принимаем
- коэффициент полезного действия ременной передачи в расчётах принимаем
2.2 Используя исходные данные находим мощность и количество оборотов на выходе:
P =Ft*V=45 * 14 = 63 кВт
Мощность двигателя статическая:
2.3 Вычисляем требуемую среднеквадратическую мощность электродвигателя [1] с учётом заданного графика нагрузки пологая что частота вращения вала двигателя изменяется несущественно при изменении нагрузки
где - коэффициент эквивалентности
Т – наибольший из длительно действующих моментов принимаемый за момент приведения;
tS - длительность цикла нагружения.
2.4 Располагая численным значением среднеквадратической мощности электродвигателя (Ркв= кВт.) выбираем по каталогу ориентируясь на номинальную мощность РД четыре возможных стандартных асинхронных двигателя которые при одном и том же значении РД отличаются номинальными частотами вращение валов nД .
При выборе двигателя будем следовать условию:
Возможные варианты типоразмеров асинхронных электродвигателей и их основные параметры представляем в таблице №1.
Тип электродвигателя
Мощность двигателя Рн
Номинальная частота вращения вала двигателя nн
Расчётное общее передаточное отношение передаточного механизма привода
2.5 Определяем значение общего передаточного отношения Uо выбираем конкретный типоразмер электродвигателя. Исходя из конструктивных соображений выбираем электродвигатель №2 марки 4A132S4У3.
3 Разбивка общего передаточного отношения передаточного механизма привода по его ступеням
3.1 Определяем стандартное передаточное отношение редуктора
где - передаточное число быстроходной зубчатой цилиндрической передачи
- передаточное число тихоходной зубчатой цилиндрической передачи
3.2 Выполняем разбивку передаточного отношения редуктора по его ступеням.
Назначаем передаточное число для первой ступени редуктора ():
Передаточное число цилиндрической тихоходной ступени редуктора найдем с помощью формулы :
Приведём передаточное число цилиндрической тихоходной ступени редуктора к одному из стандартных соотношений.
Разбивка общего передаточного отношения передаточного механизма привода Uо завершена.
4 Определение номинальных частот вращения валов привода
Номинальные частоты вращения валов в заданном приводе определяют с учётом выполненной разбивки общего передаточного отношения Uо по ступеням передаточного механизма привода.
Частота вращения вала 1 (ведущего входного вала редуктора):
n1 = nдвUрем=1455195=74615 обмин;
Частота вращения вала 2 (промежуточного вала редуктора):
n2= 746152 =37307 обмин;
Частота вращения вала 3 (выходного вала редуктора):
n 3= 3737 4 = 9327 обмин;
Частота вращения вала 4 (выходного вала привода):
Вычислим отклонение фактической частоты вращения выходного вала привода от заданной частоты по формуле:
5 Определение номинальных вращающих моментов на валах привода
Номинальные вращающие моменты действующие на валах привода определим с учётом передаточных отношений механических передач и их коэффициентов полезного действия.
Определим номинальный вращающий момент двигателя с помощью формулы:
где Рст – статическая мощность двигателя в кВт
nдв – номинальная частота вращения вала электродвигателя в обмин.
Номинальный вращающий момент на первом валу:
Номинальный вращающий момент на втором валу:
Номинальный вращающий момент на третьем валу:
6Техническая характеристика привода
Номинальный вращающий момент на выходном валу
Номинальная частота вращения выходного вала
Общий коэффициент полезного действия

4 Расчетка№3-1.doc

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ ТИХОХОДНОГО ВАЛА
По результатам кинематического и силового расчета привода: Т3 = 646881 - номинальный вращающий момент на ведомом валу (колесе) проектируемой передачи Н*мм;
n2 =37307 n3 = 9327 — номинальные частоты вращения ведущего и ведомого валов проектируемой передачи мин-1 ;
U2 = 4 - передаточное число проектируемой передачи.
Схема передачи - по данным технического задания.
Механические характеристики и допускаемые напряжения для материалов зубчатой пары - итоговые результаты раздела «Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач»
1 Проектный расчет передачи
1.1 Предварительное значение межосевого расстояния а' передачи из условия контактной выносливости [1] рабочих поверхностей зубьев
где U2 - передаточное число проектируемой цилиндрической передачи;
Т3 - номинальный вращающий момент на колесе (ведомом валу) проектируемой передачи Н×мм;
Кн' - предварительное значение коэффициента нагрузки.
- расчетное допускаемое контактное напряжение для материалов зубчатой пары МПа;
- коэффициент ширины зубчатого колеса.
Расчетную величину межосевого расстояния а' округлим до ближайшего стандартного значения а.
1.2 Назначаем нормальный модуль зацепления т.
1.3 Зададимся предварительным значением угла наклона линии зубьев на делительном цилиндре:
1.4 Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по зависимости
Расчетное значение округлим до целого числа .
1.5 С учетом стандартных значений нормального модуля зацепления m межосевого расстояния а. и принятого суммарного числа зубьев ZS находят действительный угол наклона линии зубьев b на делительном цилиндре.
1.6 Определим ширину b3 и b4 зубчатого колеса и шестерни:
b4 = мм; b3 =112×693=776 мм
Расчетные значения b1 и b2 округляем до нормальных линейных размеров по ГОСТ 663-69.
1.7 Находим коэффициент осевого перекрытия
1.8Вычисляем числа зубьев шестерни Z3 и колеса Z4.
Расчетные значения и округлим до целых чисел Z3 и Z4.
1.9Фактическое передаточное число передачи
Что удовлетворяет допускаемым отклонениям передаточного числа в пределах ± 4 % от номинального значения.
1.10 Окружная скорость в зацеплении мс
где делительный диаметр шестерни .
1.11 Назначаем 9ю степень точности передачи [3. с 7. таблица №4].
1.12 Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете по контактным напряжениям
где КНV - коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в
передаче при расчете на прочность активных поверхностей зубьев.
КНV =1+0022×V=1+0022×172=104
КНb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность их активных поверхностей.
Значение КНb определяем в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор т.е. схемы передачи твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины колеса ybd
ybd =yba(U +1)2=0315*(4+1)2=079
КНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на прочность их активных поверхностей.
1.13 Коэффициент ZM учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес принимают в зависимости от материалов.
Для стальных зубчатых колес ZM = 190 Н 05мм.
1.14 Коэффициент ZН учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяем в зависимости от коэффициента смещения X исходного контура и угла наклона b линии зубьев на делительном цилиндре.
1.15 Коэффициент Ze учитывающий суммарную длину контактных линий зубьев находим с учетом значений коэффициентов торцевого и осевого перекрытия.
Для некоррегированных передач:
1.16 Действительные контактные напряжения на активных поверхностях зубьев при фактических параметрах передачи
где — окружное усилие действующее в зубчатом зацеплении Н.
1.17 Отклонение действительного контактного напряжения
Недогрузка составляет 9%
1.18 Проверка контактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки:
где - коэффициент пиковой нагрузки оговорен в исходных данных технического задания на проект;
- максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках.
1.19 Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе
KFV - коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку.
KFV =1+0045×V=1+0045×172=1077
KFb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии при расчете на прочность зубьев при изгибе. Значения KFb определим в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины ybd колеса.
KFa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете их на изгибную прочность. Величину KFa принимаем с учетом назначенной степени точности передачи.
KF = 1077×1033×100 =111
1.20 Проверяют усталостную прочность зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба сопоставляя местные напряжения изгиба и в опасном сечении на переходной поверхности с допускаемыми напряжениями.
где и - коэффициенты учитывающие для шестерни и колеса форму их зубьев и концентрацию напряжений. Численные значения и находят с учетом величины коэффициента смещения X исходного контура и эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса
- коэффициент учитывающий наклон зубьев вычисляемый по зависимости
где коэффициент осевого перекрытия найден ранее по формуле (6); b - угол наклона линии зубьев в градусах.
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев. Для косозубых передач при eb>1 значение
где коэффициент торцевого перекрытия найден ранее.
1.21 Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:
1.22 Основные геометрические размеры зубчатой передачи мм.
Делительные диаметры:
Проверка: a=05(d1+d2)=05(88+352)=220
Диаметры вершин зубьев: (71) (72)
Диаметры впадин зубьев: (73) (74)
Ширина зубчатых венцов b3 =7762 b4 = 693
1.23 Усилия действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи (составляющие силы нормального давления):

5 Расчетка№3_2часть.doc

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА
По результатам кинематического и силового расчета привода: Т2 = 179271 - номинальный вращающий момент на ведомом валу (колесе) проектируемой передачи Н-мм;
n1 =746 n2 =373 — номинальные частоты вращения ведущего и ведомого валов проектируемой передачи мин-1 ;
U1 =2 - передаточное число проектируемой передачи.
Схема передачи - по данным технического задания.
Механические характеристики и допускаемые напряжения для материалов зубчатой пары - итоговые результаты раздела «Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач»
1 Проектный расчет передачи
1.1 Предварительное значение межосевого расстояния а' передачи из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев
где U1 - передаточное число проектируемой цилиндрической передачи;
Т2 - номинальный вращающий момент на колесе (ведомом валу) проектируемой передачи Н×мм;
Кн' - предварительное значение коэффициента нагрузки.
- расчетное допускаемое контактное напряжение для материалов зубчатой пары МПа;
- коэффициент ширины зубчатого колеса.
Расчетную величину межосевого расстояния а' округлим до ближайшего стандартного значения а.
1.2 Назначаем нормальный модуль зацепления т.
1.3 Зададимся предварительным значением угла наклона линии зубьев на делительном цилиндре:
1.4 Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по зависимости:
Расчетное значение округлим до целого числа .
1.5 С учетом стандартных значений нормального модуля зацепления m межосевого расстояния а. и принятого суммарного числа зубьев ZS находят действительный угол наклона линии зубьев b на делительном цилиндре.
1.6 Определим ширину b1 и b2 зубчатого колеса и шестерни:
Расчетные значения b1 и b2 округляем до нормальных линейных размеров по ГОСТ 663-69.
1.7 Находим коэффициент осевого перекрытия
1.8 Вычисляем числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.
Расчетные значения ; и округлим до целых чисел Z1 ; и Z2.
1.9 Фактическое передаточное число передачи
Что удовлетворяет допускаемым отклонениям передаточного числа в пределах ± 4 % от номинального значения.
1.10 Окружная скорость в зацеплении мс
где делительный диаметр шестерни .
1.11 Назначаем 9ю степень точности передачи [3. с 7. таблица №4].
1.12 Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете по контактным напряжениям
где КНV - коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в
передаче при расчете на прочность активных поверхностей зубьев.
КНV =1+0022×V=1+0022×265=1042
КНb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность их активных поверхностей.
Значение КНb определяем в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор т.е. схемы передачи твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины колеса ybd
ybd =yba(UФ +1)2=025(2+1)2=075
КНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на прочность их активных поверхностей.
КН=1042× 11× 112=1284
1.13 Коэффициент ZM учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес принимают в зависимости от материалов.
Для стальных зубчатых колес ZM = 190 Н 05мм.
1.14 Коэффициент ZН учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяем в зависимости от коэффициента смещения X исходного контура и угла наклона b линии зубьев на делительном цилиндре.
1.15 Коэффициент Ze учитывающий суммарную длину контактных линий зубьев находим с учетом значений коэффициентов торцевого и осевого перекрытия.
Для некоррегированных передач
1.16 Действительные контактные напряжения на активных поверхностях зубьев при фактических параметрах передачи
где — окружное усилие действующее в зубчатом зацеплении Н.
1.17 Отклонение действительного контактного напряжения
Перегрузка составляет 1%.
1.18 Проверка контактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки:
где - коэффициент пиковой нагрузки оговорен в исходных данных технического задания на проект;
- максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках.
1.19 Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе
KFV - коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку.
KFV =1+0045×V=1+0045×265=1119
KFb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии при расчете на прочность зубьев при изгибе. Значения KFb определим в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины ybd колеса.
KFa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете их на изгибную прочность. Величину KFa принимаем с учетом назначенной степени точности передачи.
KF = 1119 ×13×100 =145
1.20 Проверяют усталостную прочность зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба сопоставляя местные напряжения изгиба и в опасном сечении на переходной поверхности с допускаемыми напряжениями.
где и - коэффициенты учитывающие для шестерни и колеса форму их зубьев и концентрацию напряжений. Численные значения и находят с учетом величины коэффициента смещения X исходного контура и эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса
- коэффициент учитывающий наклон зубьев вычисляемый по зависимости
где коэффициент осевого перекрытия (найден ранее); b - угол наклона линии зубьев в градусах.
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев. Для косозубых передач при eb>1 значение
где коэффициент торцевого перекрытия (найден ранее).
1.21 Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:
1.22Основные геометрические размеры зубчатой передачи мм.
Делительные диаметры:
Проверка:a=05(d1+d2)=05(68+138)=100
Диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
Ширина зубчатых венцов b1 =205*100=50
1.23 Усилия действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи (составляющие силы нормального давления):
Рисунок 4.1 Геометрические размеры зубчатой цилиндрической передачи.

3 содержание.doc

АНАЛИЗ СХЕМЫ СИЛОВОЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ
1Анализ кинематической схемы привода и его передаточного
2Выбор стандартного асинхронного электродвигателя 8
3Разбивка общего передаточного отношения передаточного механизма привода по его ступеням 10
4Определение номинальных частот вращения валов привода 10
5Определение номинальных вращающих моментов на валах привода..11
6Техническая характеристика привода ..11
ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ..12
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ ТИХОХОДНОГО ВАЛА .. 22
1Проектный расчет передачи .22
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА 29
1Проектный расчет передачи .29
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА РЕДУКТОРА .36
1Определяем диаметры выходных участков валов .36
2Назначаем отдельные диаметры отдельных участков валов 36
3Сопряжение шестерни с валом 38
4Конструктивные размеры колес ..38
5Выбор типоразмеров подшипников и схем установки валов
6Смазка подшипников и зацеплений 40
7Конструктивные соотношения элементов корпуса 40
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ОТКРЫТЫХ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ 41
2Выбираем сечение ремня .41
3Межосевое расстояние ..42
4Расчетная длина ремней ..42
5Уточняем межосевое расстояние .42
6Возможность уменьшения межосевого расстояния ..43
7Угол обхвата ремнем малого шкива 43
8Определение коэффициентов .43
9Номинальная мощность . 43
10Расчетная мощность ..43
11Общее число ремней ..43
12Определяем натяжение каждой ветви одного ремня 44
13Сила действующая на валы 44
14Основные геометрические параметры шкивов 44
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РАСЧЕТНАЯ СХЕМА НАГРУЖЕНИЯ ВАЛА ..46
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ ..49
2Расчетный ресурс работы подшипников 49
3Эквивалентная динамическая нагрузка 49
4Определяем коэффициенты . .49
5Определяем расчетный ресурс работы подшипников .50
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ В ОПАСНОМ СЕЧЕНИИ .51
1Выбор опасного сечения 51
2Расчет коэффициента запаса прочности 51
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА НА СТАТИЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ В ОПАСНОМ СЕЧЕНИИ ПРИ ДЕЙСТВИИ ПИКОВОЙ НАГРУЗКИ 53
1Выбор опасного сечения 53
2Расчет коэффициента запаса прочности по пределу текучести ..53
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ 55
1Расчет шпонок на смятие на входном валу 55
2Расчет шпонок на смятие на выходном валу . 55
ОБОСНОВАНИЕ ПОСАДОК В ОСНОВНЫХ СОПРЯЖЕНИЯХ В РЕДУКТОРЕ .56
1Выбор посадок подшипников качения .. .56
2Выбор посадок зубчатых колес 56
ВЫБОР СОРТА МАСЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕГО
ПЕРЕЧЕНЬ ИСПОЛЬЗОВАННЫХ СТАНДАРТОВ 58
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ .59

1 титульник.doc

Министерство образования и науки Российской Федерации
ГОУ ВПО Кубанский государственный технологический университет
Кафедра технической механики
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
КПДМ 04.04.00.000 ПЗ
Детали машин и основы конструирования
Привод ленточного транспортера
Руководитель (нормоконтролер) работы: Война А.А.