Детали машин

Содержание. Содержание. 1 Исходные данные. 2 Введение. 1.Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода. 2. Расчет зубчатой передачи. Коническая передача. 3. Расчет зубчатой передачи. Цилиндрическая косозубая передача. 4.Расчет ременной передачи. 5.Расчет шпонок 18 6.

Предварительный расчет валов. 7.Уточненный расчет валов. 8.Расчет подшипников. 9.Расчет элементов корпуса редуктора 10.Смазка редуктора. 36 Заключение 37 Список использованной литературы. 38 Исходные данные. Мощность на ведомом валу, кВт 4 Частота вращения ведомого вала, мин-1 , об/мин 200

Тяговое усилие F,кН 8 Скорость ленты V,м/с 1,4 Тип ременной передачи Плоскоременная Продолжительность включения, % 25 Режим работы Средний равномерный Коэффициент использования привода: в течение года в течении суток 0,8 0,7 Срок службы в годах 5 Реверсивность реверсивный Диаметр барабана D,мм 150 Кинематическая схема привода 1 – электродвигатель,

2 – клиноременная передача, 3 – редуктор, 4 – муфта цепная, 5 – исполнительный механизм. Введение. Цель данной работы – в соответствии с исходными данными подобрать основные параметры двигателя, ременной передачи и выполнить технический проект коническо-цилиндрического редуктора, который включает в себя расчет параметров конической и косозубой цилиндрической зубчатых передач, проверку на контактную и изгибную прочность зубьев этих передач; предварительный расчет, проектирование,

расчет на усталостную прочность и на статическую прочность от действия пиковых нагрузок валов; подбор и расчет подшипников; расчет элементов корпуса; выбор смазки редуктора. Необходимо также предоставить сборочный чертеж и спецификацию, разработать чертежи деталей, а именно: корпусная деталь, тихоходный вал, косозубое цилиндрическое колесо, крышку подшипника тихоходного вала сквозная. 1.Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода.

1.Выбор электродвигателя. Требуемая мощность где –общий КПД привода. , =0,98 - КПД зубчатой передачи, =0,97- КПД плоскоременной передачи, =0,99- КПД одной пары подшипников качения, [таб.П2]. По требуемой мощности по [1,таб.П1,с.164] выбираем асинхронный электродвигатель 4А100L4 c ближайшей большей стандартной мощностью Р=4,0 кВт, синхронной частотой вращения nc=1500 об/мин и скольжением

S=4,7%, dвала=28мм. 2. Частота вращения вала двигателя. [1,с.17] 3. Общее передаточное отношение привода. 4. Передаточное число зубчатой передачи Для редуктора выберем передаточное число , для ременной передачи – . Для конической передачи редуктора выберем передаточное число, равное передаточному числу цилиндрической передачи: Полученное значение округлим до ближайшего стандартного [1,таб.13.1].

Принимаем =4. Тогда передаточное отношение редуктора . Фактическое передаточное отношение привода . Передаточное отношение ременной передачи 5. Частоты вращения валов. 6. Крутящие моменты, передаваемые валами. Сведем все полученные данные в таблицу 1.1. Табл. 1.1 № вала Наименование вала Частота оборотов n, Угловая скорость

Крутящий момент Передаточное отношение 1 Вал двигателя 2931 306,93 29,71 =1,2 Быстроходный вал редуктора 2078 217,68 40,22 =3 Промежуточный вал редуктора 519,68 54,42 156,05 =4 Тихоходный вал редуктора 130 13,61 670,1 =22,2. Расчет зубчатой передачи. Коническая передача. 2.1 Выбор материалов зубчатых колес. Ориентировочные размеры заготовок по формулам 1.1 [1,с.7]:

Выбираем для шестерни материал сталь 45 [1,таб.1.1,с.6]: термообработка – улучшение ;твердость поверхности зуба 269-302HB; базовое число циклов перемен напряжения Выбираем для колеса материал сталь 40ХН: термообработка – улучшение; твердость поверхности зуба 235-262HB; базовое число циклов перемен напряжения Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса: [1,с.8] 2.2Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения [1,с.7] где предел

выносливости по контактным напряжениям при базовом числе циклов [1,таб.2.1] : коэффициент безопасности: ; [1,таб. 2.1,с.8] коэффициент долговечности: [1,с.8] где базовое число циклов перемен контактных напряжений, эквивалентное число циклов перемен контактных напряжений: ,[1,с.8] где =0,5 коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы [1,таб 3.1,с.8] Суммарное число циклов нагружения: ,[1,с.9] =0,6 – коэффициент использования передачи в течение года, =0,6 – коэффициент использования передачи в течение суток.

После подстановки значений получим Тогда коэффициент долговечности , Примем = =1 Допускаемые контактные напряжения: Так как зубчатая передача коническая с круговым зубом, то .[1,с.9] Окончательно принимаем Допускаемые напряжения изгиба. ,[1,с.9] где -предел изгибной прочности зубьев [1,таб.4.1] , -коэффициент безопасности при изгибе - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода: , .

Коэффициент долговечности , где -показатель степени кривой усталости, , [1,табл.3.1,с.8]. -базовое число циклов при изгибе. Эквивалентное число циклов нагружения при изгибе ,[1,с.9] где , -коэффициенты эквивалентности для тяжелого режима работы [1,табл.3.1,с.8] Поскольку , примем . Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса: 2.3 Проектный расчет передачи Внешний делительный диаметр колеса. [1,с.32] где =40,22Нм–крутящий момент

на шестерне; =1,2 – коэффициент контактной нагрузки; – коэффициент, учитывающий снижение несущей способности зуба конической передачи по сравнению с зубом цилиндрической передачи. [1,таб.14.1,с.32] Полученную величину округлим до ближайшего стандартного значения =200мм. Модуль, числа зубьев колес и фактическое передаточное число. Расчетное значение модуля [1,с.32] [1,таб.14.1,с.32]

Округлим модуль до ближайшего стандартного значения из первого ряда: =1,5мм. [1,с.31] Число зубьев колеса округлим до ближайшего числа 133. Число зубьев шестерни Фактическое передаточное число: , Отличие фактического передаточного числа от номинального Геометрические параметры передачи. Внешние делительные диаметры колеса и шестерни [1,с.45]

Углы делительных конусов [1,с.45] Внешнее конусное расстояние [1,с.45] Ширина зубчатого венца [1,с.45] Округляем b до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров: b=30мм. Коэффициенты смещения. где = – угол наклона средней линии зуба. [1,с.33] Средняя окружная скорость в зацеплении. [1,с.33] где – средний делительный диаметр шестерни, [1,с.33] Тогда Назначаем степень точности , учитывая, что V<5м/c. [1,таб.10.1,с.15] 2.4.

Проверочный расчет передачи. Проверка контактной прочности зубьев. Для проверочного расчета на контактную прочность используем формулу [1,с.33] [1,таб.14.1,с.32] –коэффициент контактной нагрузки .[1,с.32] Коэффициент распределения нагрузки по ширине колеса при HB2<350. Динамический коэффициент [1,таб.15.1,с.34] Тогда Поскольку , выполним расчет недогрузки по контактным напряжениям

Проверка изгибной прочности зубьев. [1,с.34] где , –коэффициент формы зуба колеса, –коэффициент нагрузки при изгибе .[1,с.34] Здесь –коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса; – динамический коэффициент. Для определения этих коэффициентов используем следующие выражения [1,с.34] Эквивалентные числа зубьев [1,с.35] Коэффициенты формы зуба [1,с.35] Напряжения изгиба 2.5.Силы в зубчатой передаче Окружные силы [1,с.35]

Принимая, что направление вращения шестерни совпадает с направлением винтовой линии ее зубьев, определим радиальную и осевую силу на шестерне: [1,с.35] Радиальная и осевая силы на колесе .[1,с.35] 3. Расчет зубчатой передачи. Цилиндрическая косозубая передача. 3.1. Выбор материалов зубчатых колес. Ориентировочные размеры заготовок формулам 1.1 [1,с.7]: Выбираем для шестерни материал сталь 40Х [1,таб.1.1,с.6]: термообработка–улучшение; твердость поверхности

зуба 269-302HB; базовое число циклов перемен напряжения Выбираем для колеса материал сталь 40ХН: термообработка –улучшение; твердость поверхности зуба 235-262HB; базовое число циклов перемен напряжения Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса: [1,с.8] 2.2Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения. [1,с.8] где предел выносливости по контактным напряжениям при базовом числе циклов [1,таб.2.1]: коэффициент безопасности:

, [1, таб. 2.1]. коэффициент долговечности. Коэффициент долговечности: [1,с.8] где базовое число циклов перемен контактных напряжений. эквивалентное число циклов перемен контактных напряжений: ,[1,с.8] где =0,5 – коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы [1,таб. 3.1,с.8] Суммарное число циклов нагружения: ,[1,с.9] После подстановки значений получим ; . Тогда коэффициент долговечности

Допускаемые контактные напряжения: Так как зубчатая передача косозубая цилиндрическая, то .[1,с.9] Окончательно принимаем . Допускаемые напряжения изгиба. ,[1,с.9] где -предел изгибной выносливости зубьев [1,таб.4.1,с.10]: , -коэффициент безопасности при изгибе: . - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода: , . Коэффициент долговечности ,[1,с.9] где -показатель степени кривой усталости, , [1,табл.3.1,с.8]. -базовое

число циклов при изгибе Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе ,[1,с.9] где , -коэффициенты эквивалентности для тяжелого режима работы [1.табл.3.1,с.8] Поскольку , примем . Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса: 2.3.Определение геометрических размеров передачи Межосевое расстояние. ,[1,с.11] где для косозубых передач, -коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач.

На этапе проектного расчёта задаемся значением коэффициента контактной нагрузки . Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения [1,табл.6.1. ,с.10] Модуль, числа зубьев колёс и коэффициенты смещения. , выбираем стандартный модуль [1,табл.5.1,с.10] Суммарное число зубьев передачи: [1,с.12] . Полученное значение округлим до ближайшего целого числа и определим делительный угол наклона зуба Число зубьев шестерни:

Округлим полученное значение до ближайшего целого числа Z1=31. Число зубьев колеса: . Фактическое передаточное число: Отличие фактического передаточного числа от номинального Ширина зубчатых венцов и диаметры колес. Ширина зубчатого венца колеса: [1,с.12] Округлим до ближайшего числа из ряда номинальных линейных размеров: =64мм [1,с.11].

Ширину зубчатого венца шестерни принимают на 2…5мм больше, чем .Примем =67мм. Диаметры делительных окружностей зубчатых колёс: [1,с.13] Диаметры окружности вершин зубьев зубчатых колёс: [1,с.13] Диаметры окружности впадин зубьев: [1,с.13] Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи [1,с.13] Для полученной скорости назначим степень точности передачи [1,табл.8.1,с.13] 2.4.Проверочный

расчёт передачи. Проверка на выносливость по контактным напряжениям. ,[1,с.14] где для косозубых передач. Коэффициент контактной нагрузки . Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями , [1,с.14] где А=0,15-для косозубых передач; - коэффициент, учитывающий приработку зубьев. При для определения используем выражение: [1,с.14] Тогда Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса .[1,с.14]

Для определения вычислим коэффициент ширины венца по диаметру: [1,с.14] По значению определим методом линейной интерполяции [1,таб.9.1,с.14] , тогда Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции [1.табл.10.1,с.15] Окончательно найдем Перегрузка по контактным напряжениям составляет: Проверка изгибной прочности зубьев. Напряжения изгиба в зубе шестерни [1,с.15]

Коэффициент формы зуба при равен , где –эквивалентное число зубьев ; [1,с.16] Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: [1,с15] Коэффициент торцового перекрытия: [1,с.16] Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Коэффициент нагрузки при изгибе ,[1,с.16] где [1,с.16] В результате получаем . Тогда 2.5.Силы в зацеплении

Окружная сила Распорная сила [1,с.16] Осевая сила 4.Расчет ременной передачи. 4.1.Крутящий момент на ведущем шкиве . 4.2.Выбор ремня. Выбираем клиновой ремень нормального сечения В [1,таб.1.3,с.63]: bp=14мм, h=11мм, A=138мм2, Lmin=630мм, Lmax=6300мм, qm=0,18кг/м, d1min=125мм. 4.3.Определение геометрических размеров передачи Диаметр ведущего шкива , где к=40[1,с.64] .

По ГОСТ 17383-73 . Диаметр ведомого шкива , где ε=0,015 – относительное скольжение ремня. По ГОСТ 17383-73 .[1,с.65] Межосевое расстояние и длина ремня. Фактическое передаточное отношение [1,с.65] Предварительное значение межосевого расстояния: [1,с.65] Длина ремня [1,с.65] Из ряда [1,c.65] выбираем длину ремня L=1000мм. Уточним межосевое расстояние: , где [1,с.65]

Угол обхвата на ведущем шкиве 4.4.Скорость ремня [1,с.65] 4.5.Окружная сила [1,с.65] 4.6.Частота пробегов ремня [1,с.65] 4.7.Допускаемое полезное напряжение равно: ,[1,с.65] где приведенное полезное напряжение , где СU – коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне, [1,с.65] [1,с.65] Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [1,с.66] Коэффициент режима работы , [1,с.66] где nс – число смен работы передачи в течение суток,

СН – коэффициент нагружения, равный при переменной нагрузке 0,85, Итак, 4.8. Число ремней. [1,с.66] Предварительно примем СZ=0,95 (4-6 ремней) [1,таб. 3.3,с.66]: Полученное значение округлим до ближайшего целого числа =6. Для этого числа ремней СZ=0,9 и в результате получим =5,98. Поскольку < , окончательно примем =6. 4.9.Сила предварительного натяжения одного ремня. [1,с.66] 4.10.Сила,

действующая на валы клиноременной передачи. [1,с.66] 5.Расчет шпонок Расчет призматических шпонок выполняется как проверочный на смятие по формуле = [ ],[1,с.122] где T – крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Нм; h – высота шпонки; t1 – глубина паза на валу; lр – рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами lр =l – b, здесь l – длина шпонки; b – ширина шпонки, [ ] - допускаемое напряжение

смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе [ ]=150 Мпа. 5.1 Расчет шпонок для быстроходного вала Под шкивом Табл.5.1 Размеры шпонки, мм t1, мм T, Нм b h l lр 8 7 36 28 4 40,22 = 5. 2.Расчет шпонок для промежуточного вала Под коническим зубчатым колесом Табл.5.2 Размеры шпонки, мм t1, мм T, Нм b h l lр 14 9 45 31 5,5 156,05 = 5.3.

Расчет шпонок для тихоходного вала. Под цилиндрическим колесом Табл.5.3 Размеры шпонки, мм t1, мм T, Нм b h l lр 20 12 56 36 7,5 670,1 = Под муфтой Табл.5.4 Размеры шпонки, мм t1, мм T, Нм b h l lр 18 11 100 82 7 670,1 = 6. Предварительный расчет валов. Диаметр выходного конца ведущего вала обычно принимают близким к диаметру вала электродвигателя. Диаметры остальных участков вала назначают конструктивно.

Ориентировочно определяют диаметр выходного конца вала из расчета на чистое кручение по допускаемым напряжениям, что позволяет учесть влияние изгиба на величину эквивалентных напряжений на концевых участках валов. [1,c.86], где -пониженные допустимые касательные напряжения. Для сталей МПа. 6.1.Ведущий вал. Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении =20 МПа мм Окончательно принимаем диаметр по соотношению

Принимаем 6.2.Промежуточный вал. Диаметр вала под подшипником при допускаемом напряжении =15 МПа мм Принимаем диаметр под подшипниками мм. 6.3.Тихоходный вал. Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении =20 МПа мм. Принимаем диаметр под подшипниками мм. 7.Уточненный расчет валов. 7.1.Ведущий вал. Из предыдущих расчетов и по эскизной компоновке .

Расчетные расстояния где а – расстояние от точки приложения реакции подшипника к валу до торца подшипника: а=15,85мм. Опорные реакции Плоскость xz: Плоскость yz Суммарные реакции На основании выполненных расчетов построены эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис.7.1) В качестве опасного сечения рассмотрим сечение А, где действуют наибольшие изгибающие моменты и имеется концентраторы напряжений – галтель и посадка с натягом подшипника.

Определение нагрузок В сечении действуют: изгибающий момент M = = ,крутящий момент Т=40,22 Нּм и осевая сила Fa = 0. Геометрические характеристики опасного сечения Осевой момент сопротивления = = [1,с.90] Полярный момент сопротивления = = [1,с.90] Площадь сечения A = [1,с.90] Определение напряжений напряжения изгиба меняются по симметричному циклу

с амплитудой = МПа [1,с.90] Средние нормальные напряжения = .[1,с.90] Касательные напряжения изменяются по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу = = МПа. [1,с.90] Пределы выносливости: = 0,43=0,43∙600=258 МПа, = 0,58 =0,58ּ258=149,64МПа. [1,с.89] Для посадки с натягом определим методом линейной интерполяции[1,таб.7.5,с.92] : =3,038. [1,с.90]

Для галтели =1,875, =1,575, [1,таб.2.5,с.91] = = =0,855 = .[1,с.89] . Выбираем наибольшие: =3,038, Коэффициент влияния шероховатости поверхности: при мкм .[1,таб.5.5,с.91] Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла: = 0,02(1+0,01 )= 0,14, = 0.5 =0,07. [1,с.90] Коэффициент влияния упрочнения. При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV =1. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали: = ( +KF

-1)/KV=3,238, = ( +KF -1)/KV=2,423. [1,с.89] Коэффициент запаса прочности. Значения и определяют по формулам = ,[1,с.88] = . Коэффициент запаса прочности определяем по формуле: S = .[1,с.88] Усталостная прочность в сечении А обеспечена. Выполним проверку вала на жесткость. При использовании ременной передачи данное значение прогиба допустимо.

Проверка вала на статическую прочность от действия пиковых нагрузок 7.2.Промежуточный вал Из предыдущих расчетов , и по эскизной компоновке . Расчетные расстояния где а– расстояние от точки приложения реакции подшипника к валу до торца подшипника: а=20,33мм. Опорные реакции Плоскость xz Плоскость yz Суммарные реакции На основании выполненных расчетов построены эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис.7.2)

В качестве опасного сечения рассмотрим сечение С, где имеются концентраторы напряжений – шпоночный паз и посадка с натягом зубчатого колеса. Определение нагрузок В сечении действуют: изгибающий момент M = = ,крутящий момент Т=156,05 Нּм и осевая сила Fa =0,499кН. Геометрические характеристики опасного сечения Осевой момент сопротивления = – – [1,с.91] Полярный момент сопротивления = – = – [1,с.91]

Площадь сечения A = – bt1= [1,с.91] Определение напряжений напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой = МПа [1,с.90] Средние нормальные напряжения = МПа[1,с.90] Касательные напряжения изменяются по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу = = 4,71МПа. [1,с.90] Пределы выносливости: = 0,35 +100 =0,35∙900+100=415 МПа, = 0,58 =0,58ּ415=240,7МПа. [1,с.89]

Для посадки с натягом определим методом линейной интерполяции: =4,4. [1,таб.7.5,с.92] [1,с.89] Для шпоночного паза =2,2, =2,05, [1,таб.3.5,с.90] = = .[1,с.89] . Выбираем наибольшие: =4,4, Коэффициент влияния шероховатости поверхности: при мкм .[1,таб.5.5,с.91] Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла: = 0,02(1+0,01 )= 0,2, = 0.5 =0,1. [1,с.90] Коэффициент влияния упрочнения. При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают

KV =1. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали: = ( +KF -1)/KV=4,73, [1,с.89] = ( +KF -1)/KV=3,57. Коэффициент запаса прочности. Значения и определяют по формулам = ,[1,с.88] = . коэффициент запаса прочности определяем по формуле: S = .[1,с.88] Усталостная прочность в сечении С обеспечена. Проверка вала на статическую прочность от действия пиковых нагрузок 7.3.Тихоходный вал.

Из предыдущих расчетов и по эскизной компоновке . Опорные реакции Плоскость xz Плоскость yz Суммарные реакции На основании выполненных расчетов построены эпюры изгибающих и крутящих моментов. В качестве опасного сечения рассмотрим сечение F, где концентратором напряжений является посадка с натягом подшипника. Определение нагрузок В сечении действуют: изгибающий момент

M = = ,крутящий момент Т=670,1 Нּм и осевая сила Fa = 0,97. Геометрические характеристики опасного сечения Осевой момент сопротивления = = [1,с.90] Полярный момент сопротивления = = [1,с.90] Площадь сечения A = [1,с.90] Определение напряжений напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой = МПа [1,с.90] Средние нормальные напряжения = .[1,с.90]

Касательные напряжения изменяются по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу = = МПа. [1,с.90] Пределы выносливости: = 0,43=0,43∙600=258 МПа, [1,с.89] = 0,58 =0,58ּ258=149,64МПа. Для посадки с натягом определим методом линейной интерполяции: =3,55. [1,таб.7.5,с.92] [1,с.89] Коэффициент влияния шероховатости поверхности: при мкм .[1,таб.5.5,с.91]

Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла: = 0,02(1+0,01 )= 0,14, = 0.5 =0,07. Коэффициент влияния упрочнения. При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV =1. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали: = ( +KF -1)/KV=3,7, [1,с.89] = ( +KF -1)/KV=2,68. Коэффициент запаса прочности. Значения и определяют по формулам = ,[1,с.88] = . коэффициент запаса прочности определяем по формуле:

S = .[1,с.88] Усталостная прочность в сечении F обеспечена. Проверка вала на статическую прочность от действия пиковых нагрузок 8.Расчет подшипников. 8.1. Расчет подшипников на быстроходном валу. Первоначально приняты подшипники средней серии 7307А [1,таб.П6,с.168]: d=35мм, D=80мм, B=21мм, Tmax=23, r=2,5, r1=0,8, C=68,2, C0=50, e=0,31, Y=1,6, Y0=1,9 ,a=17,44. Радиальные нагрузки на подшипники:

Расчет подшипника на долговечность Параметр осевого нагружения е=0,31 Осевые составляющие от радиальных нагрузок [1,с.102] Внешние осевые силы, действующие на подшипники Поскольку для заданной схемы нагружения выполняется неравенство , то внешние осевые силы, действующие на подшипники, определяются по формулам: [1,с.103] Проведем расчет для правой опоры. Коэффициент вращения.

При вращении внутреннего кольца подшипника V=1. [1,с.101] Коэффициенты нагрузки.

P = Kб KТ (XVFr + YFa)= [1,с.100] Проведем расчет для левой опоры. Коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца подшипника V=1. [1,с.101] Коэффициенты нагрузки. >e, [1,с.101] примем X=0,4 , Y= .[1, табл.2.6,с.103] Температурный коэффициент. При рабочей температуре подшипника t<105◦ примем

Kt=1. [1,с.101] Коэффициент безопасности. Примем коэффициент безопасности Кб=1,3. [1, табл.1.6,с.102] Эквивалентная динамическая нагрузка. P = Kб KТ (XVFr + YFa)= [1,с.100] Далее ведем расчет для наиболее нагруженной левой опоры. Долговечность подшипника при максимальной нагрузке: Lh= [1,с.100] Эквивалентная долговечность подшипника.

LE = [1,с.100] где h =0,47- коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы. [1,таб.4.6,с.105] Поскольку LE>10000ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы. 8.2. Расчет подшипников на промежуточном валу. Первоначально приняты подшипники средней серии 7308А [1,таб.П6,с.168]: d=40мм, D=90мм, B=23мм, Tmax=25,5, r=2,5, r1=0,8, C=80,9, C0=56, e=0,35, Y=1,6, Y0=1,7 ,a=20,33. Радиальные нагрузки на подшипники:

Расчет подшипника на долговечность Параметр осевого нагружения е=0,35. Осевые составляющие от радиальных нагрузок [1,с.101] Внешние осевые силы, действующие на подшипники. Осевая сила на валу и направлена в сторону опоры D. Поскольку для заданной схемы нагружения выполняется неравенство то внешние осевые силы, действующие на подшипники, определяются по формулам: [1,с.103]

Проведем расчет для правой опоры. Коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца подшипника V=1. [1,с.101] Коэффициенты нагрузки.

Кб=1,3. [1,с.101] Эквивалентная динамическая нагрузка. P = Kб KТ (XVFr + YFa)= [1,с.100] Проведем расчет для левой опоры. Коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца подшипника V=1. [1,с.101] Коэффициенты нагрузки. >e, [1,с.101] примем X=0,4 , Y= .[1, табл.2.6,с.103] Температурный коэффициент.

При рабочей температуре подшипника t<105◦ примем Kt=1. [1,с.101] Коэффициент безопасности. Примем коэффициент безопасности Кб=1,3. [1, табл.1.6,с.102] Эквивалентная динамическая нагрузка. P = Kб KТ (XVFr + YFa)= [1,с.100] Далее ведем расчет для наиболее нагруженной правой опоры. Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

Lh= [1,с.100] Эквивалентная долговечность подшипника. LE = [1,с.100] где h =0,47- коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы. [1,таб.4.6,с.105] Поскольку LE>10000ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы. 8.1. Расчет подшипников на тихоходном валу. Первоначально приняты подшипники легкой серии 314 [1,таб.П3,с.165]: d=70мм, D=150мм, B=35мм, r=3,5, C=104, C0=63, e=0,35.

Радиальные нагрузки на подшипники: Расчет ведем для наиболее нагруженной правой опоры. Расчет подшипника на долговечность Параметр осевого нагружения .[1,с.102] Коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца подшипника V=1. [1,с.101] Коэффициенты нагрузки.

Kt=1. [1,с.101] Коэффициент безопасности. Примем коэффициент безопасности Кб=1,3. [1,с.101] Эквивалентная динамическая нагрузка. P = Kб KТ (XVFr + YFa)= [1,с.100] Долговечность подшипника при максимальной нагрузке: Lh= [1,с.100] Эквивалентная долговечность подшипника. LE = [1,с.100] где h =0,5- коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы. [1,таб.4.6,с.105]

Поскольку LE>10000ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы. 9.Расчет элементов корпуса редуктора Толщина стенки корпуса редуктора определяется по формуле = 0,025 + 3 8, где - межосевое расстояние; Диаметр фундаментного болта равен dб1 = 0,036 +12 = Полученное значение округлим до ближайшего большего диаметра из ряда метрических резьб (табл.1). Таблица 9.1 Размеры элементов корпуса редуктора Параметр

Диаметр болта М8 М10 М12 М16 М20 М24 М30 aj 13 15 18 21 25 28 35 bj 24 28 33 40 48 55 68 d0 9 11 13 17 22 26 32 D0 17 20 25 30 38 45 56 Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию: у подшипников dб2 = (0.7…0.75) dб1 = на фланцах dб3= (0.5…0.6) dб1 =10мм Полученные значения округлим до ближайших из ряда метрических резьб (табл.1). В этой же табл. даны диаметры отверстий d0 и диаметры зенковок D0. Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы

L1=2+ +b1 и до оси фундаментного болта P1=2+ +a1, где a1 и b1 определяются по табл.9.1 в зависимости от диаметра болта. L1=58мм P1=35мм Ширина фланцев у подшипников L2=3+ +b2. Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб2 равно P2=3+ +a2, L2=53мм P2=32мм Ширина боковых фланцев L3=3+ +b3, расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб3 равно P3=3+ +a3, L3= 40мм

P3=26мм Расстояние от оси болта с диаметром dб2 до оси вала равно Lbj=0.5Dj+(1…1.25)dб2 , где Dj – наружные диаметры подшипников быстроходного и тихоходного валов. Для сравнительно малого межосевого расстояния 0.5(D1+D2) + 5dб2 между подшипниками устанавливают один болт, размещая его посредине между расточками в корпусе для подшипников. Толщина верхнего фланца корпуса h2 = 1,5 = Толщина лапы h1 = 2,5 =

Толщина ребра жесткости С = =8мм. 10.Смазка редуктора. 10.1. Смазывание зубчатых передач. Вследствие того, что окружные скорости зубчатых колес меньше 12,5м/с, применяем картерное смазывание. В корпус редуктора заливают масло 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. В коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должно быть погружено коническое колесо на всю ширину b венца. Исходя из значений окружной скорости и контактных напряжений в зацеплении ( V=4,6м/с, ) по таблицам 11.1 и 11.2 выберем масло И-Л-А-22 с кинематической вязкостью 28мм2/с[2,с.200].

Емкость масляной ванны определим по формуле Vм=(0,25…0,6)Ртр=(0,25…0,6)9,12=2,28…5,4 7л. Принимаем Vм=2,5л. Для контроля уровня масла используем жезловый маслоуказатель. Для слива отработанного масла служит отверстие, расположенное у дна корпуса, закрываемое резьбовой пробкой с цилиндрической резьбой. В крышке корпуса для заливки масла предусмотрен люк с отдушиной, через которую выходит воздух, расширяющийся от выделения тепла в зацеплении.

10.2. Смазывание подшипников. При картерном смазывании передач подшипники смазываются брызгами масла. При окружной скорости колес V>1м/с брызгами масла покрыты все детали передач и внутренние стенки корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипник. Во избежание попадания в подшипник продуктов износа передач, а также излишнего полива маслом подшипники защищают маслозащитными кольцами. Для смазывания подшипников вала конической шестерни, удаленных от

масляной ванны, на фланце корпуса в плоскости разъема делают канавки, а на крышке корпуса скосы. Заключение В процессе работы был разработан привод ленточного конвейера (uпр=22,55) в соответствии с исходными данными. Был применен асинхронный электродвигатель 4А132М2 c мощностью Р=11кВт, синхронной частотой вращения nc=3000. Движение от вала двигателя к ведущему валу редуктора передается посредством клиноременной передачи (uрем=1,41).

По сравнению плоскоременной клиноременная передача обладает большей тяговой способностью и относительно малыми габаритами. Коническо-цилиндрический редуктор (uред=16) имеет КПД , равный 0,877. Быстроходная ступень (uб=4) – коническая передача – выполнена с круговым зубом, что повышает плавность и бесшумность работы. Колеса тихоходная ступень (uт=4) – цилиндрическая передача– имеют косой зуб, благодаря чему уменьшается межосевое расстояние, а вместе с ним и габариты редуктора.

Ведомый вал редуктора соединен с валом ленточного конвейера при помощи цепной муфты. Достоинством цепных муфт является простота конструкции, монтажа и эксплуатации, относительно малые габариты. Данный тип муфт можно применять в нереверсивных приводах. Список использованной литературы. 1. Расчет деталей машин: Учебное пособие по курсам “Детали машин и основы конструирования” и “Механика”/

Г.Л. Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. 172с. 2. Дунаев П.Ф Леликов О.П Конструирование узлов и деталей М.: Высшая школа, 1998. – 417с. 3. Методические указания по выполнению курсового проекта. Г.И.Казанский. Свердловск, УПИ 1991, 28 с. 4. Детали машин: Атлас конструкций. Под ред. Д.Н. Решетова, М.: Машиностроение,

1979-360с. 5. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А.Чернавский, К.Н.Бобков, И.М.Чернин и др. – 2-е изд перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с. 6. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач/

С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, М.: Машиностроение, 1976 – 608с.