Расчет редуктора (конический одноступенчатый прямозубый). Передачи: ременная, цепная

Введение
 
«Детали машин» являютсяпервым из расчетно-конструкторских курсов, в котором изучают основыпроектирования машин и механизмов.
Любая машина (механизм)состоит из деталей.
Деталь – такая частьмашины, которую изготовляют без сборочных операций. Детали могут быть простыми(гайка, шпонка и т.п.) или сложными (коленчатый вал, корпус редуктора и др.).Детали частично или полностью объединяют в узлы. Узел представляет собойзаконченную сборочную единицу, состоящую из ряда деталей, имеющих общеефункциональное назначение (подшипник качения, муфта, редуктор и т.п.). Сложныеузлы могут включать несколько простых узлов, например, редуктор включаетподшипники, валы с насажденными на них зубчатыми колесами и т.п.
Среди большогоразнообразия деталей и узлов машин выделяют такие, которые применяют почти вовсех машинах (болты, валы, муфты, механические передачи и т.п.). Эти узлыназывают деталями общего назначения. Все другие детали (поршни, лопатки турбин)относят к деталям специального назначения.
Детали общего назначенияприменяют в машиностроении в очень больших количествах. Поэтому любое усовершенствованиеметодов расчета и конструкции этих деталей, позволяющее уменьшить затратыматериала, понизить стоимость производства, повысить долговечность, приноситбольшой экономический эффект. Основные требования к конструкции деталей машин:совершенство конструкции детали оценивают по ее надежности и экономичности. Поднадежностью понимают свойство изделия сохранять во времени своюработоспособность. Экономичность определяют стоимостью материала, затратами напроизводство и эксплуатацию.
Основные критерииработоспособности и расчета деталей машин – прочность, жесткость,износостойкость, коррозионная стойкость, теплостойкость, виброустойчивость.Значение того или иного критерия для данной детали зависит от еефункционального назначения и условий работы. Например, для крепежных винтовглавным критерием является прочность, а для ходовых винтов – износостойкость.При конструировании деталей их работоспособность обеспечивают в основномвыбором соответствующего материала, рациональной конструктивной формой и расчетомразмеров по главным критериям. Прочность является главным критериемработоспособности большинства деталей.
Жесткость характеризуетсяизменением размеров и формы детали под нагрузкой. Расчет на жесткостьпредусматривает ограничение упругих перемещений детали в пределах, допустимыхдля конкретных условий работы.
Изнашивание – процесспостепенного изменения размеров деталей в результате трения. При этомувеличиваются зазоры в подшипниках, в направляющих, в зубчатых зацеплениях, вцилиндрах поршневых машин и т.п. Установлено, что при современном уровнетехники 85…90% машин выходят из строя в результате изнашивания и только 10…15%по другим причинам.
Особенности расчетадеталей машин. Для того чтобы составить математическое описание объекта расчетаи по возможности просто решить задачу, в инженерных расчетах реальныеконструкции заменяют идеализированными моделями или расчетными схемами.Например, при расчетах на прочность, по существу, несплошной и неоднородныйматериал деталей рассматривают как сплошной и однородный, идеализируют опоры иформу деталей. При этом расчет становится приближенным. В приближенных расчетахбольшое значение имеют правильный выбор расчетной модели, умение оценитьглавные и отбросить второстепенные факторы. Отметим, однако, что неточностирасчетов на прочность компенсируют в основном за счет запасов прочности. Приэтом выбор коэффициентов запасов прочности становится весьма ответственнымэтапом расчета. Заниженное значение запаса прочности приводит к разрешениюдетали, а завышенное – к неоправданному увеличению массы изделия и перерасходуматериала.
В инженерной практикевстречаются два вида расчета: проектный и проверочный. Проектный расчет –предварительный, упрощенный расчет, выполняемый в процессе разработкиконструкции детали (машины) в целях определения ее размеров и материала.Проверочный расчет – уточненный расчет известной конструкции, выполняемый вцелях проверки ее прочности или определения норм нагрузки. Выбор материалов длядеталей машин является ответственным этапом проектирования. Правильно выбранныйматериал в значительной мере определяет качество детали и машины в целом.Выбирая материал, учитывают в основном следующие факторы: соответствие свойствматериала главному критерию работоспособности (прочность, износостойкость идр.); требования к массе и габаритам детали и машины в целом; другиетребования, связанные с назначением детали и условиям ее эксплуатации и другиефакторы. Проектирование машин и их деталей является особым видом инженерноготворчества. Для принятия удачных технических решений недостаточно знаний однойлишь теории. Необходимо так же знакомство с существующими конструкциями иумение в них критически разобраться; знания технологических основ изготовлениядеталей; знание условий работы проектируемой машины; умение конкретно воплощатьсвои идеи в конструкторскую документацию. Рационально спроектированная машинадолжна быть прочной, долговечной экономичной при изготовлении и эксплуатации,безопасной для обслуживающего персонала, удобной в работе. Получение необходимыхпрактических навыков проектирования механизмов и деталей общетехническогоназначения является главной целью курсового проектирования деталей машин.
Выполнением курсовогопроекта по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов.При выполнении данной работы активно используется знания из ряда пройденныхпредметов: механики, сопротивления материалов, технологии металлов и др. Цельюданного курсового проекта является разработка механического привода,включающего: электродвигатель; муфту соединительную упругую; двухступенчатый цилиндрическийгоризонтальный редуктор; передачу цепную.

1.Энергетический и кинематический расчеты привода
1.1Определение номинальной мощности двигателя
 
Определяем общий КПДпривода по формуле:
/>;                                                                    (1.1)
где /> - ориентировочные величины КПД различных видовмеханических передач и отдельных элементов привода [Л1] (табл. 1.2.1).
Для нашего привода(рис.1):
/>
/>
/>
Рисунок 1 – Схема привода:1 – электродвигатель, 2 – ременная передача, 3 – редуктор конический одноступенчатый,4 – цепная передача.
Расчетная мощностьэлектродвигателя, кВт:
 />;                                                                                         (1.2)
/>
На основаниирекомендуемых min и max величин передаточных чисел u для различных видов механических передач [Л1] (табл. 1.2.2)определяют рекомендуемое min и max передаточное число привода:
 />(1.3)
 />(1.4)
 />
 />
Расчетная минимальная имаксимальная частота вращения вала электродвигателя, об/мин:
 />, (1.5)
 />; (1.6)
 />,
 />.
 
1.2 Выборэлектродвигателя
По каталогу [Л1] (табл.17.7.1 и табл. 17.7.1) выбираем электродвигатель из условия:
 />,
 />.
Выбираем электродвигательмарки 4А132S8УЗ, у которого />= 1415 об/мин, />= 3кВт.
Двигатели данного типапредназначены для привода механизмов общего назначения, работают от сетей 220,380 В, 50 и 60 Гц, режим работы S4 поГОСТ 183, степени защиты IP44(АИР),IP54(АИС) по ГОСТ 17494, климат умеренныйили тропический, способ охлаждения IC0141 по ГОСТ 20459, соотношения моментов(приближенно): Ммакс/Мном = 2,2, Мпуск/Мном = 2,2,
Ммин/Мном = 1,8, климатическоеисполнение У3, Т2, УХЛ2, УХЛ4.
1.3Силовые и кинематические параметры привода
 
Действительное общеепередаточное число привода
/>, (1.7)
/>.
Принимаем передаточныечисла для каждой механической передачи: />; />; />.
Мощность Рi, частота вращения ni и вращающий момент Тi на валах привода:
 /> (1.8)
 />(1.9)
 />(1.10)
 
Вал 1:
 />;
/>
/>
/>
/>
/>
Вал 2:
/>;
/>
/>
/>
/>
/>
Вал 3:
/>;
/>
/>
/>
/>
/>

Вал 4:
/>;
/>
/>
/>
/>
/>
 

2. Расчетпараметров ременной передачи
 
В зависимости отпередаваемой мощности и частоты вращения выбираем сечение ремня Б и расчетныйдиаметр ведущего шкива /> мм.
Диаметр ведомого шкива,мм
/>, (2.1)
/>мм.
Расчетный диаметрпринимаем /> 
Действительноепередаточное отношение проектируемой передачи
/> , (2.2)
 />
Минимальноемежосевое расстояние, мм
 
 />, (2.3)
где /> - высота сечения профиля клинового ремня
 />мм.
Расчетнаядлина ремня, мм
 />, (2.4)
 />мм
Действительнаядлина ремня />мм.
Межцентровоерасстояние, мм
 />, (2.5)
 />мм.
Уголобхвата ремнем меньшего шкива, град
 />, (2.6)
 />
Скоростьремня, м/с
 />, (2.7)
 /> м/с.
Числоремней передачи, шт
 />, (2.8)
 где /> – коэффициент, учитывающий динамичность нагруженияпередачи;
 /> – коэффициент, учитывающий длину ремня;
 /> – коэффициент, учитывающий влияние угла обхваташкива;
 /> – коэффициент, учитывающий число ремней;
 />
Принимаемчисло ремней передачи />.
Сила,нагружающая валы передачи, Н
 />, (2.9)
где /> – предварительное натяжение ремня, Н; (2.10)
 где /> – окружное усилие, Н; (2.11)
 />Н;
 />Н;
 />Н.

3 Расчет редуктора
 
3.1 Расчетпараметров зубчатого зацепления редуктора
 
Исходные данные длярасчета:
а) частота вращенияшестерни /> ;
б) частота вращенияколеса /> ;
в) передаточное числозацепления />;
г) вращающий момент навалу колеса />;
е) срок службы привода />= 6 лет.
3.1.1Выбор материала шестерни и зубчатого колеса
Вариант термообработкивыбираем в зависимости от вращающего момента Т2.
 Отсюда имеем:
 а) термообработка – нормализация;
 б) твердость по НВ: дляколеса /> и для шестерни /> 
 в) материал: для колеса– сталь 35; для шестерни – сталь 45.
3.1.2Расчет допускаемых контактных напряжений
 Базовое число циклов,соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса(табл.4.1.3 [Л 1])
/>
/>
Эквивалентное числоциклов
/> (3.1)
где /> - срок службы привода;
/> - число смен;
/> - коэффициент использования приводав течении года
/> - коэффициент использования приводав течении суток
с — число зацеплений зубаза один оборот
/> - коэффициент, учитывающий изменениянагрузки передачи
/> ; (3.2)
Т.к циклограммы нагружения нет, то />
/>;
/>
Коэффициент долговечности
/>; (3.3)
При /> />.
/>;
/>;

Предел контактнойвыносливости
/> (3.4)
/>;
/>.
Допускаемые контактныенапряжения
/> (3.5)
где /> - для зубчатых колес соднородной структурой
/>
/>
Расчетные допускаемыеконтактные напряжения
/> (3.6)
/>МПа
Допускаемые напряженияпри расчете на контактную прочность при изгибе максимальной нагрузки
/> (3.7)
/> МПа
/> МПа
3.1.3Расчет допускаемых изгибных напряжений
Базовое число цикловнапряжений /> цикл.
Эквивалентное число циклов
/> (3.8)
где /> - срок службы привода;
/> - число смен;
/> - коэффициент использования приводав течении года
/> - коэффициент использования приводав течении суток
с — число зацеплений зубаза один оборот
/> - коэффициент, учитывающий изменениянагрузки передачи
/> ; (3.9)
/> для /> 
Т.к циклограммы нагружения нет, то />
/>;
/>
Коэффициент долговечности
/>. (3.10)
При />.
Предел выносливостизубьев при изгибе, МПа
/> (3.11)
/>
/>
Допускаемые изгибныенапряжения, МПа
/> (3.12)
где /> — коэффициент, учитывающийвлияние двустороннего приложения нагрузки (при одностороннем — />).
/>
/>
Допускаемые изгибныенапряжения при действии максимальной нагрузки, МПа
/> (3.13)
 />
3.1.4Расчет цилиндрической закрытой передачи
Расчетный диаметршестерни

/> (3.14)
где /> — коэффициент, учитывающийизменение прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической;
/> - для прямозубых передач;
/> - коэффициент ширины зубчатого венцаотносительно внешнего конусного расстояния />
/> - коэффициент, учитывающийнеравномерность
распределения нагрузки поширине венца />
 /> - коэффициент внешнейдинамической нагрузки
 />
/>мм.
Число зубьев шестерни(предварительно) /> 
Модуль зацепления
/> (3.15)
/>
В соответствии с ГОСТпринимаем m = 3мм.
Число зубьев шестерни
/>
/>

Число зубьев колеса
/> (3.16)
/>
Действительноепередаточное число
/> (3.17)
/>
Углы делительных конусов
/> (3.18)
/> (3.19)
/>
/>
Диаметры зубчатых колес:
— делительный
/> (3.20)
/>
/>
— диаметр вершин зубьев
/> (3.21)
/>
/>
— диаметр впадин зубьев
/> (3.22)
/>
/>
Внешнее конусное расстояние:
/> (3.23)
/>
Ширина венца зубчатых колес:
/> (3.24)
/>
Среднее конусное расстояние:
/> (3.25)
/>
Параметры колес в среднем сечении:
— средний модуль
/> (3.26)
/>
— средние делительные диаметры
/> (3.27)
/>
/>
3.1.5Проверка расчетных контактных напряжений
Окружная сила взацеплении
/> (3.28)
/>
Окружная скорость колес
/> (3.29)
/>
Степень точности = 9.
Удельная расчетнаяокружная сила
/> (3.30)
где /> - коэффициентнеравномерности нагрузки
/>
/> - коэффициент, учитывающийдинамическую
нагрузку в зацеплении />
/>
Расчетное контактноенапряжение
/> (3.31)
где /> - коэффициент, учитывающийформу сопряженных поверхностей зубьев />
/> - коэффициент, учитывающиймеханические свойства
материалов />
/> - коэффициент, учитывающий суммарнуюдлину
контактных линий />,
/>

Проверка: />что недопустимо. В этомслучае, увеличив ширину зубчатого венца с 38 до 68 мм, получим />.
3.1.6Проверка расчетных контактных напряжений при максимальной нагрузке
/> (3.32)
/>=2,0 – таблица 17.7.1 [1].
/>
 />
3.1.7Проверка расчетных напряжений изгиба
Удельная расчетнаяокружная сила
/> (3.33)
где /> - коэффициентнеравномерности нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев;
/>
/> - коэффициент, учитывающийдинамическую
нагрузку в зацеплении />
/> - коэффициент, учитывающийрасположение колес относительно опор
/> (3.34)
/>
/>
Эквивалентное число косыхзубьев
/>      ; (3.35)
/>;
/>
Коэффициент, учитывающийформу зуба (рис. 4.2.5) [Л1];
/>
/>
Расчёт производят дляэлемента “шестерня-колесо”, у которого меньшая величина отношения
/>
/>
Расчётные напряженияизгиба зуба

/>, МПа (3.36)
где /> — коэффициент, учитывающийнаклон косых зубьев, />;
/> — коэффициент, учитывающий перекрытиекосых зубьев, />;
/>МПа.
3.1.8Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
 
/> ; (3.37)
/>;
/>.
3.1.9 Силыв зацеплении зубчатых колес
Окружные силы
/>
/>
/>

Радиальные силы
/> (3.38)
/> (3.39)
где />;
/>
/>
Осевые силы, Н
/>         (3.40)
/> (3.41)
/>
/>.

4 Расчет параметров цепной передачи
 
Исходные данные длярасчета:
а) мощность передаваемаяцепной передачей />;
б) частота вращенияколеса />;
в) передаточное числозацепления />;
г) вращающий момент навалу колеса />;
Определяемпредварительное значение шага однорядной цепи, мм
/> (4.1)
/> мм.
Потабл. 3.1.1 выбираем цепь, шаг которой есть наибо­лее близким к рассчитанному, ееразрушающую силу F, площадь опорной поверхности шарнира Sи массу m. При выборе цепи следует отдавать предпочтение одноряд­нымцепям типа ПР. Цепи ПРД используются в основ­ном в сельскохозяйственноммашиностроении, цепи ти­па ПРИ — строительном и дорожном машиностроении.
Выбираемцепь: ПР-25,4-60.
Оптимальноемежосевое расстояние по условию долговечности цепи принимают [2]:
а’ =(30…50) t; (4.2)
а’ =30 />25,4 = 762мм.
Числозубьев ведущей звездочки принимаем /> 
Числозубьев ведомой звездочки
/> (4.3)
/> 
Принимаем/> 
Действительноепередаточное число передачи
/> (4.4)
/> 
Коэффициент,учитывающий условия эксплуатации цепи,
/> (4.5)
где /> – коэффициент, учитывающий динамичность пере­даваемойнагрузки (табл. 3.3.2) [1] />;
/> – коэффициент, учитывающий длину цепи (межо­севое расстояние)(табл. 3.3.3) [1] />;
/> - коэффициент, учитывающий способ регулиров­кинатяжения цепи (табл. 3.3.4) [1] />;
/> - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту (табл.3.3.5) [1] />;
/> – коэффициент, учитывающий качество смазыва­ния передачи иусловия ее работы (табл. 3.3.6) [1] />;
/>  — коэффициент, учитывающий режим работы пе­редачи (табл.3.3.8) [1] />;
/>.
Скоростьцепи, м/с
/>/>/>, (4.6)
 />
Окружноеусилие, Н
 />/>/>, (4.7)
 /> 
Удельныедавления в шарнирах однорядной цепи, МПа
 /> , (4.8)
значениядавления должно находиться в пределах
 /> 
где /> - допускаемые удельные давления (табл. 3.3.10)/> />;
/>,
/>.
Числозвеньев цепи или длина цепи, выраженная в шагах,
/>, (4.9)
где />
/> 
/> 
Расчетноемежосевое расстояние при принятом />, мм
/>; (4.10)
/> 
Действительноемежосевое расстояние, мм
а = 0,996/> (4.11)
а = 0,996/>
Делительныедиаметры звездочек, мм
/> (4.12)
/> 
/>.
Коэффициентзапаса прочности цепи
/>; (4.13)
где F – сила,разрушающая цепь, кН (табл. 3.1.1,3.1.2) />;
F = 60
/> – нагрузка от центробежных сил, Н;
/> (4.14)
где m – масса одного метра цепи, кг/м (табл. 3.1.1,3.1.2)/>;
 />
/> – сила от провисания цепи, Н;
 /> (4.15)
 где kf – коэффициент провисания цепи. При горизонтальном kf= 6;
 а’ =9,81 м/с2;
 /> 
 /> 
Сила,нагружающая валы передачи, Н
 F = (1,15...1,20)/> (4.16)
 F = 1,15/>.

5 Ориентировочный расчет валов
 
Предварительноопределяют диаметры валов привода из расчета только на кручение при понижен­ныхдопускаемых напряжениях, мм
 /> (/> -1,2, 3…), (5.1)
где[т]=(20…30) МПа — для всех валов, кроме червяков, (меньшие величины — для быстроходныхвалов, большие — для тихоходных валов);
Полученныезначения /> округляют до больших целых величин, оканчивающихся на0 или 5,0 мм.
 /> 
 /> 
 /> 
 /> 

 
6Конструирование корпуса и компоновки редуктора
 
Размеры, необходимые длявыполнения компоновки
Для редукторовминимальная толщина стенки – />,толщина стенки для двухступенчатого цилиндрического редуктора, мм
 />
 />
Принимаем />
Расстояние от внутреннейповерхности стенки редуктора, мм.:
–до боковой поверхностивращающейся части – />
–до боковой поверхностиподшипника качения – />
Расстояние в осевомнаправлении между вращающимися частями, смонтированными на, мм.:
–на одном валу – />
–на разных валах – />
Радиальный зазор междузубчатым колесом одной ступени и валом другой ступени, мм. – />
Радиальный зазор отповерхности вершин зубьев, мм.:
–до внутреннейповерхности стенки редуктора – />
–до внутренней нижнейповерхности стенки корпуса (величину /> определяеттакже объём масляной ванны 11.3..11.5, 12.13) – />
Расстояние от боковыхповерхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружныхчастей редуктора, мм. – />
Ширина фланцев />, соединяемых болтомдиаметром /> /> (табл. 5.1.1) [1], мм. – />.
Выбираются из каталогаподшипников качения или из таблиц 8.10.3… 8.10.11 [1] (без расчета) габаритные размеры[D, В (Т)] соответствующих подшипниковкачения средней серии с внутренним диаметром />.
Размеры ступиц колёс, мм:
для /> – />
/>
для /> – />
/>

7.Уточненный расчет валов
7.1 Определение опорных реакций. Построение эпюр изгибающих икрутящих моментов
 
7.1.1Быстроходный вал
/>
/>
Рисунок 2 – Силы вплоскости ХОZ.
Вычисляем реакции /> и />, Н в опорах А и В вплоскости ХOZ (ирс.2).
при />
/> />
при />
/> />
Проверка: />/>
/>
Рисунок 3 – Силы вплоскости YОZ.
Вычисляем реакции /> и />, Н в опорах А и В вплоскости YOZ (ирс.3).
при />
/> />
при />
/> />
Проверка: />/>
Определяем полныепоперечные реакции /> и />, Н в опорах А и В
/> 
/>

Определяем изгибающиемоменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов />, в плоскости XOZ.
Сечение 1-1: />
/>: />
/> /> 
/> /> 
Определяем изгибающиемоменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов />, в плоскости YOZ
Сечение 1-1: />
/>: />
/> /> 
/> />
Сечение 2-2: />
/>: />
/> /> 
/> />
Вычисляем суммарныеизгибающие моменты /> в характерныхучастках вала с построением эпюры изгибающих моментов/>, />:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Предоставляем эпюрукрутящих моментов, передаваемых валом, />.
Вычисляем эквивалентныеизгибающие моменты в характерных точках вала, с предоставлением их эпюр, />:
/> 
/>
/>
/>
/>
Здесь /> — в случае нереверсивнойпередачи.
Определяем расчётныедиаметры вала в характерных пунктах, мм:
/>    
/> 
/> 
/>
/>
Полученные результатыотображаем в виде эпюр (рис. 4)./> />
Рисунок 4 – Построение эпюризгибающих и крутящих моментов. Результаты проектного расчета валов.

7.1.2 Тихоходныйвал
 
/>/>
/>
Рисунок 5 – Силы вплоскости ХОZ.
Вычисляем реакции /> и />, Н в опорах А и В вплоскости ХOZ (ирс.5).
при />
/> />
при />
/> />Проверка: />/>
/>
Рисунок 6 – Силы вплоскости YОZ.
Вычисляем реакции /> и />, Н в опорах А и В вплоскости YOZ (ирс.6).
при />
/> />
при />
/> />
Проверка: />/>
Определяем полныепоперечные реакции /> и />, Н в опорах А и В
/> 
/>
Определяем изгибающиемоменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов />, в плоскости XOZ.
Сечение 1-1: />
/>: />
/> /> 
/> /> 
Сечение 2-2: />
/>: />
/> /> 
/> />
Сечение 3-3: />
/>: />
/> /> 
/> />
Определяем изгибающиемоменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов />, в плоскости YOZ
Сечение 1-1: />
/>: />
/> /> 
/> /> 
Вычисляем суммарныеизгибающие моменты /> в характерныхучастках вала с построением эпюры изгибающих моментов/>, />:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Предоставляем эпюрукрутящих моментов, передаваемых валом, />.
Вычисляем эквивалентныеизгибающие моменты в характерных точках вала, с предоставлением их эпюр, />:

/> 
/>
/>
/>
/>
Здесь /> — в случае нереверсивнойпередачи.
Определяем расчётныедиаметры вала в характерных пунктах, мм:
/>   
/> 
/> 
/>
/>
Полученные результатыотображаем в виде эпюр (рис. 7).

/>
Рисунок 7 – Построение эпюризгибающих и крутящих моментов. Результаты проектного расчета валов.

 
8Определение динамической грузоподъемности подшипников
 
8.1 Длябыстроходного вала принимаем подшипник 7206
Для выбранного подшипникас внутренним диаметром /> 
(/>, />, />, />, />/>) определяют осевыесоставляющие от радиальных нагрузок в опорах А и Б.
 /> (8.1)
 />
 />
Определяем величину инаправление результирующей осевой силы:
 
/> (8.2)
 />
Для схемы «в распор» дляподшипника А:
/> (8.3)
/>
Для подшипника Б:
/> (8.4)
/>

Для каждого подшипника определяютсоотношение />
/>
При /> Х = 1, Y = 0
/>
При /> Х = 1, Y = 0
Эквивалентнаядинамическая радиальная нагрузка, Н
/> (8.5)
где /> — коэффициент безопасности,учитывающий характер внешней нагрузки. />
/> - коэффициент, учитывающий влияниетемпературы подшипникового узла />
/>
/>
Расчетная динамическаярадиальная нагрузка
 /> (8.6)
 />.
 
8.2 Для быстроходноговала принимаем подшипник 2007107
Для выбранного подшипникас внутренним диаметром /> (/>, />, />, />, />/>) определяют осевыесоставляющие от радиальных нагрузок в опорах А и Б.
/> (8.7)
/>
/>
Определяем величину инаправление результирующей осевой силы:
 /> (8.8)
 />
Для схемы «в распор» дляподшипника А:
 /> (8.9)
 />
Для подшипника Б:
 /> (8.10)
 />

Для каждого подшипникаопределяют соотношение />
/>
При /> Х = 1, Y = 0
/>
При /> Х = 1, Y = 0
Эквивалентнаядинамическая радиальная нагрузка, Н
/>
/>
Расчетная динамическаярадиальная нагрузка
/> (8.12)
/>.

9. Расчётвалов на сопротивление усталости и статическую прочность
9.1Быстроходный вал
Сталь3 (у), />, />, />
Для каждого выбранногосечения вала выбирается тип концентратора напряжений по табл. 7.6.3 [1]; дляэтого типа концентратора выбираются значения коэффициентов концентрациинапряжений по изгибу (/>) и кручению (/>).
Сечение 1-1:
Выбранное сечение имеетпараметры: />, />, /> Н∙м, />, />, галтель />
Определяем моментсопротивления изгибу с учётом ослабления вала, />:
/> (9.1)
/>.
Определяем амплитудуцикла изменения напряжений изгиба, МПа:
/> (9.2)
/>

Коэффициент сниженияпредела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе:
/> (9.3)
где /> — коэффициент влиянияабсолютных размеров поперечного сечения (рис. 7.6.3) [1],
/>;
/> — коэффициент влияния параметров притонком шлифовании (рис. 7.6.4) [1], />;
/> — коэффициент влияния поверхностногоупрочнения при наклёпе (рис. 7.6.2) [1], />.
/>
Коэффициент запасапрочности вала по нормальным напряжениям:
/> (9.4)
где /> — предел выносливостигладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения, /> (табл. 16.2.1) [1].
/>.
Момент сопротивлениякручению, />
/> (9.5)
/>
Определяем амплитудунапряжений кручения:
 /> (9.6)
 />
Коэффициент сниженияпредела выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении:
 />
Коэффициент запаса покасательным напряжениям для нереверсивной передачи:
 /> (9.10)

где /> — предел выносливостигладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле кручения, /> (табл. 16.2.1) [1];
 />;
 /> — коэффициент,характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла изменениянапряжений (табл. 7.6.1) [1], />.
/>
Общий запас сопротивленияусталости:
/> (9.11)
/>
 
9.2Тихоходный вал
Сталь35 (у), />, />, />
Для каждого выбранногосечения вала выбирается тип концентратора напряжений по табл. 7.6.3 [1]; дляэтого типа концентратора выбираются значения коэффициентов концентрациинапряжений по изгибу (/>) и кручению (/>).
Сечение 1-1:
Выбранное сечение имеетпараметры: />, />, /> Н∙м, />, />, галтель />
Определяем моментсопротивления изгибу с учётом ослабления вала, />:
/> 
/>.
Определяем амплитудуцикла изменения напряжений изгиба, МПа:
/> 
/>
Коэффициент сниженияпредела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе:
/> 
где /> — коэффициент влиянияабсолютных размеров поперечного сечения (рис. 7.6.3) [1],
/>;
/> — коэффициент влияния параметров притонком шлифовании (рис. 7.6.4) [1], />;
/> — коэффициент влияния поверхностногоупрочнения при наклёпе (рис. 7.6.2) [1], />.
/>
Коэффициент запасапрочности вала по нормальным напряжениям:
/> 
где /> — предел выносливости гладкихстандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения, /> (табл. 16.2.1) [1].
/>.
Момент сопротивлениякручению, />
/> 
/>
Определяем амплитудунапряжений кручения:
/> 
/>

Коэффициент сниженияпредела выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении:
/>
Коэффициент запаса покасательным напряжениям для нереверсивной передачи:
/> 
где /> — предел выносливостигладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле кручения, /> (табл. 16.2.1) [1];
/>;
/> — коэффициент, характеризующийчувствительность материала вала к асимметрии цикла изменения напряжений (табл.7.6.1) [1], />.
 />
Общий запас сопротивленияусталости:
/> 
/>

10. Выбор смазки
 
С целью защиты от коррозии и снижения коэффициента трения, уменьшенияизноса, отвода тепла от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрацииприменяют смазывание зацеплений и подшипников.
а) Смазывание зацепления.
Применяем непрерывное смазывание жидким маслом окунанием.
В зависимости от контактного напряжения и окружной скорости выбираеммасло: ИГП – 152 ТУ 38-101413-78.
Количество масла принимаем из расчета погружения колеса промежуточноговала на 1/8∙/> мм, в связи стем что окружная скорость очень мала. Принимаем 2,7 л.
б) Для контроля уровня масла, находящегося в редукторе, предусматриваем щуп.
в) Для слива масла из редуктора, предусматриваем в корпусе сливноеотверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
г) При длительной работе, в связи с нагревом масла и воздуха повышаетсядавление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения истыки. Чтобы избежать этого, предусматриваем отдушину, которая выполнена вкорпусе щупа.

Заключение
 
В данном курсовом проектерассчитан и спроектирован привод ленточного транспортера. Все составляющиеагрегаты и детали данного привода способны безотказно работать и выдерживатьзаданные нагрузки в течение 6 лет. При проектировании привода были учтены всенеобходимые требования: надежность, технологичность, ремонтопригодность,удобство эксплуатации, экономичность, минимальные габариты и масса, техническаяэстетика.

 
Списокиспользуемой литературы.
1. Курмаз Л. В. Детали машин.Проектирование: учебн. пособие \ Л. В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – 2-е изд., испр.и доп. – Мн.: УП «Технопринт»,2005.
2. Чернин И. М. и др. Расчеты деталеймашин. – Мн.: Высш. школа, 1974.
3. Шейнблит А. Е. Курсовоепроектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш.шк.,1991.
4. Анурьев В. И. Справочникконструктора – машиностроителя: в 3 т.
Т. 1., Т. 2., Т. 3., — 8-е изд., перераб.и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001.
5. Санюкевич Ф.М. Детали машин.Курсовое проектирование: Учебное пособие–Брест: БГТУ, 2003.–462 с.