2. Определение кпд привода (таблица 2)

Таблица 1

Значения кпд и передаточных чисел звеньев кинематической цепи

	К.п.д.	U рек
Зубчатая передача открытая:
Цилиндрическая	0,95... 0,97	2 . ..8
коническая Зубчатая передача закрытая:	0,94... 0,96	1,5. ..6,3
цилиндрическая	0,97... 0,99	2. ..6,3
коническая	0,96... 0,98	1,5. ..4
планетарная	0,97... 0,99	3...9
Волновая Червячная передача Клиноременная передача Цепная передача Муфта . Подшипники качения (одна пара)	0,8. ..0,9 0,8. ..0,9 0,95... 0,97 0,92... 0,95 0,98 0,99	80. ..250 8. ..80 2. ..4 1,5. ..4 - -

η₀ = η_м·η²_зп·η_цп·η⁴_пп,

где η₀ – КПД привода; η_м – КПД муфты, 0,98; η_зп – КПД зубчатой передачи, 0,98; η_цп – КПД цепной передачи, 0,93; η_пп – КПД пары подшипников, 0,99.

η₀ = 0,98·0,98²·0,93·0,99⁴=0,84

3. Определение ориентировочного значения мощности двигателя p`дв

P`_дв = P_пр/η₀,

где P`_дв - ориентировочное значение мощности двигателя, кВт.

P`_дв = 2,52/0,84=3 кВт

4. Определение частоты вращения приводного вала nпр

1.5 Определение ориентировочного значения частоты вращения вала двигателя

n`_дв = n_пр·u_ред ·i_цп

где n`_дв - ориентировочное значение частоты вращения вала двигателя;

u_ред – передаточное число редуктора, принимаем u_ред=20;

i_цп – передаточное отношение цепной передачи, принимаем i_цп=2.

n _дв = 29,24·2·20=1170 об/мин

6. Выбор двигателя по значению мощности p`дв и частоте n`дв произведём по таблице 3

Выбираем двигатель 4А112МА6/955: частота вращения вала двигателя n_дв = 955 об/мин, мощность на валу двигателя Р_дв = 3 кВт.

Таблица 2

Электродвигатели асинхронные серии 4А ГОСТ28330-

Мощ-ность Вт	Синхронная частота вращения, диаметр вала, мм
	3000		1500		1000		750
0,55	63В2/2745	14	71А4/1390	19	71В6/900	19	80В8/700	22
0,75	71А2/2840	19	71В4/1390	19	80А6/915	22	90LA8/700	24
1,1	71В2/2810	19	80А4/1420	22	80В6/920	22	90LB6/700	24
1,5	80А2/2850	22	80В4/1415	22	90L6/935	24	100L8/700	28
2,2	80В2/2850	22	90L4/1425	24	100L6/950	28	112МА8/700	32
3,0	90L2/2840	24	100L4/1435	28	112МА6/955	32	112МВ8/700	32
4,0	100S2/2880	28	100L4/1430	28	112МВ6/960	32	132S8/720	38
5,5	100L2/2880	28	112М4/1445	32	132S6/965	38	132М8/720	38
7,5	112М6/2900	32	132S4/1455	38	132М6/970	38	160S8730	48
11,0	132М2/2900	38	132М4/1460	38	160S6/975	48	160М8/730	48
15	160S2/2937	42	160S4/1465	48	160М6/974	48	180М8/735	48
18,5	160М2/2940	42	160S4/1465	48	180М6/975	8	200М8/737	48
22	180S2/2945	48	180S4/1470	55	200М6/972	60	200L8/730	60
30	180М2/2945	48	180М4/1470	55	200L6/979	60	225М8/737	65

6. Определение передаточного числа привода u₀

u₀ = n_дв/ n_пр

u₀ = 955/29,25=32,65

6. Определение передаточного числа редуктора u_ред

u_ред = u₀/i_цп ,

u_ред = 32,65/2=16,32

6. Разбивка передаточного числа 2^х ступенчатого цилиндрического редуктора между его ступенями

U_ред = U_Б U_Т,

где U_Т – передаточное число тихоходной ступени, U_Т = 3,62

U_Б – передаточное число быстроходной ступени, U_Б = 4,5.

Рис. 2. Графики выбора передаточных чисел ступеней редуктора

6. Определение частот вращения валов привода

   1. Входной вал

Частота вращения входного вала n_вх = 955 об/мин

2. Промежуточный вал

где n_пром – частота вращения промежуточного вала, об/мин.

3. Выходной вал

где n_вых – частота вращения выходного вала, об/мин;

4. Приводной вал

где n_пр – частота вращения приводного вала, об/мин.

6. Определение крутящих моментов на валах привода

   1. Вал двигателя

Т_дв = 9550·Р_дв/n_дв ,

где Т_дв – крутящий момент на валу двигателя, Н·м.

Т_дв = 9550·3/955=30 Н·м

2. Входной вал редуктора

Т_вх = Т_дв· η_м· η_пп

где Т_вх – крутящий момент на входном валу редуктора, Н·м.

Т_вх= 30·0,98·0,99=29,1Н·м

3. Промежуточный вал редуктора

Т_пром=Т_вх·u_Б ·η_пп· η_зп ,

где Т_пром – кутящий момент на промежуточном вале редуктора, Н·м.

Т_пром = 29,1·4,5·0,99·0,98=127,04Н·м

4. Выходной вал редуктора

Т_вых = Т_пром·u_Т· η_пп· η_зп ,

где Т_вых – крутящий момент на выходном валу редуктора, Н·м.

Т_вых=127,04·3,62·0,99·0,98=446,18 Н·м

5. Приводной вал

Т_пр=Т_вых·η_пп·i_{цп цп},

где Т_пр – крутящий момент на приводном валу, Н·м.

Т_пр = 446,18·2·0,99^.0,93=821,59 Н·м

6. Исходные данные для расчёта передач

   1. Входная ступень редуктора

Крутящий момент на валу шестерни

Частота вращения вала шестерни n₁=955 об/мин;

Передаточное число быстроходной ступени u =4,5.

2. Выходная ступень редуктора

Крутящий момент на валу шестерни Т₁=127,04Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₁=212,22об/мин;

Передаточное число тихоходной ступени u=3,62.

3. Цепная передача

Р₁=Р_дв· η³_пп· η²_зп· η_м

где Р₁ – мощность на валу ведущей звёздочки, кВт.

Р₁ =3^.0,98·0,99³·0,98²=2,73кВт

Частота вращения вала ведущей звёздочки n₁=58,62об/мин;

Передаточное отношение цепной передачи i=2.

2 Расчет цепной передачи

Исходные данные: , , , расположение линии центров передачи под углом 45° к горизонту, нагрузка с толчками, регулировка передачи смещением одной из звёздочек, смазывание периодическое, работа в одну смену.

2.1 Определим числа зубьев

.

Поскольку заданная частота вращения ближе к низкой, воспользуемся ре­комендациями и примем . Тогда :

. Примем .

2.1.1 Определим фактическое передаточное число и сравниваем с заданным: , т.е. отличается от заданного менее чем на 1% что допустимо.

2.2 Шаг цепи принимаем t=38,1 мм.

2.3 Межосевое расстояние по условиям долговечности , .

2.4 вычислим длину цепи в шагах:

.

,

принимаем чётное число: .

2.5 Уточнённое межосевое расстояние вычисляем по формуле (2.12):

2.6 Фактическое межосевое расстояние с учётом провисания: .

2.7 Найдем диаметры делительных окружностей звёздочек ( ): ;

.

2.8 Определим среднюю окружную скорость цепи ( ): .

2.9 полезную нагрузку ( )

.

Где -мощность на ведомой звёздочке, .

2.10 Из таблицы намечаем тип цепи: цепь ПР-38,1, у которой =22,23 ,

d=11,12 , разрывное усилие = 100 кН, погонная масса q=5,5 кг/м.

Таблица 2

Приводные роликовые цепи по ГОСТ 13568-75
Цепь	Шаг t,	Диаметр валика d,	Диаметр ролика ,	Ширина ,	Масса 1 м цепи q, кг	Нагрузка разрушающая , кН
ПР-38,1-10000	38,1	11,12	22,23	22,23	5,5	100

Пример условного обозначения цепи приводной роликовой однорядной нормальной точности с шагом 38,1 мм, с разрушающей нагрузкой 100 кН:

Цепь ПР-38,1-100 ГОСТ 13568-75.

2.11 Найдём силы от провисания и центробежную силу

;

Коэффициент при угле наклона 45° к горизонту

.

.

2.12 Натяжения ветвей цепи:

;

.

2. 13 Проверка цепи на разрыв

; , где -допустимый коэффициент запаса прочности, , удовлетворяет условию прочности.

2.14 Износостойкость цепи:

.

Где - коэффициент эксплуатации; и - внутренняя ширина цепи и диаметр валика,

Коэффициент эксплуатации представляют в виде произведения частных коэффициентов: .

Коэффициент учитывает динамичность нагрузки: при спокойной на­грузке ; при нагрузке с толчками 1.2...1,5; при сильных ударах 1,8. Коэффициент учитывает межосевое расстояние; при .

Коэффициент учитывает наклон передачи к горизонту: при наклоне ли­нии центров звёздочек к горизонту под углом до 45° .

Коэффициент учитывает способ регулировки передачи: для передач с регулировкой положения оси одной из звёздочек ; для передач с оттяж­ными звёздочками или нажимными роликами ; для передач с нерегу­лируемыми осями звёздочек .

Коэффициент учитывает характер смазывания цепи: при непрерывном смазывании в масляной ванне или от насоса ; при регулярном капель­ном или внутришарнирном смазывании ; при периодическом смазывании .

Коэффициент режима учитывает режим работы передачи: при одно­сменной работе ; при двухсменной ; при трёхсменной .

Коэффициент учитывает температуру окружающей передачу среды: при принимают ; при экстремальных условиях .

При необходимо принять конструктивные меры по уменьшению

Определяем нагрузку на вал от цепной передачи (2.22) :

Где коэффициент при горизонтальной передаче

3 Проектирование косозубой цилиндрической передачи

1 Расчет допускаемых напряжений для проектирования косозубой цилиндрической передачи

1.1 Выбор материала и термообработки

Таблица 3

Механические характеристики сталей, используемых

для изготовления зубчатых колес

Выбираем для входной ступени материал – сталь 40Х с твёрдостью для шестерни HB₁ 280 (улучшение) и для колеса HB₂ 230 (улучшение).

Выписываем из таблицы 1 механические характеристики стали для шестерни и колеса

1.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

,

где - базовый предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов, ;

- коэффициент долговечности, принимаем равным 1, т.к срок службы значительный

- коэффициент безопасности, принимаем равным 1,1

;

1.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Где - базовый предел выносливости по изгибу;

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки; =1

- коэффициент долговечности; =1,т.к срок службы значительный

- коэффициент безопасности. Принимаем равным 1,6

1.4 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках

= 0.8 σ_t = 0.8*700=560МПа =2.8 σ_t=2,8* 700=1960 МПа

2 Исходные данные для расчета

2.1 T₁ - крутящий момент на валу шестерни, Н*м;

Т₁ =14,55 Н*м;

2.2 [σ_H] - допускаемые контактные напряжения, МПа;

[σ_H] =527,27 МПа;

2.3 [σ_F]₁ - допускаемые напряжения изгиба для шестерни, МПа;

[σ_F]₁ = 315 МПа;

2.4 [σ_F]₂ - допускаемые напряжения изгиба для колеса, МПа;

[σ_F]₂ = 258,75 МПа;

2.5 [σ_H]_max- допускаемые контактные напряжения при перегрузке, МПа;

[σ_H]_max =1960 МПа;

2.6 [σ_F]_max - допускаемые напряжения изгиба при перегрузке, МПа;

[σ_F]_max =560 МПа;

2.7 U - передаточное число;

U = 4,5

2.8 К_Hβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по контактным напряжениям;

К_Hβ = 1,15

2.9 К_Fβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по напряжениям изгиба;

К_Fβ = 1,36

2.10 ψ_bd- коэффициент ширины шестерни относительно делительного диаметра;

ψ_bd =1

2.11 ψ_bа - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния;

2.12 β - угол наклона зуба. Выбирается в пределах от 8° до 15°. Для шевронных передач - до 25°.

2.13 α_ω - угол зацепления. Для передач без смещения α_ω=20°.

2.14 n₁ - частота вращения вала шестерни, об/мин.

n₁=955 об/мин

3. Алгоритм расчета косозубой цилиндрической передачи

3.1 Межосевое расстояние

Расчетное значение а_W для нестандартных редукторов округлить по ряду

R_а 40 : ...80,85,90,95,100,105,110,120,125,130 далее через 10 до 200 и через 20 до 420.

Расчетное значение а_W округлим по ряду R_а до 80.00 мм;

3.2 Модуль

Величину m_n согласовать со стандартом СЭВ З10-76

1 ряд: 1.5; 2.0; 2.5; 3; 4; 5

2 ряд: 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5.

Величину m_n принимаем равной 1,5

3.3 Суммарное число зубьев передачи

Величину округляем до целого числа.

=104

3.4 Число зубьев шестерни.

Полученное значение z₁ округлить до целого числа, z₁=23

3,5 Число зубьев колеса

3.6 Уточним величину угла наклона зуба

3.7 Делительные диаметры шестерни и колеса

; ;

3.8 Уточним межосевое расстояние

.9 Уточним передаточное число

3.10 Рабочая ширина зубчатого венца

3.11 Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса

;

3.12 Окружная скорость в передаче

3.13 Коэффициент торцового перекрытия

3.14 Выбрать по рекомендациям коэффициенты динамической нагрузки

и

3.15 Коэффициент осевого перекрытия

3.16 Определим величину коэффициента Z_ε, учитывающего суммарную длину контактных линий

3.17 Определим величину коэффициента Z_H, учитывающего форму сопряженных поверхностей зубьев

3.18 Удельная расчетная окружная сила при расчете по контактным напряжениям

3.19 Вычислим величину рабочих контактных напряжений

3.20 Проверим выполнение условий

;

Если не выполняется первое условие, то необходимо увеличить значение b_W в выражении для ω_Ht (п. 3.18.), если не выполняется второе условие, необходимо b_W - уменьшить.

3.21 Проверим передачу по максимальным контактным напряжениям при перегрузке

3.22 Удельная расчетная окружная сила при расчете по напряжениям изгиба

3.23 Вспомогательный коэффициент K_ε

3.24 Коэффициент Y_ε, учитывающий перекрытие зубьев

3.25 Коэффициент Y_β, учитывающий наклон зуба

3.26 Вычислим

где y_F1, у_F2 - коэффициент формы зуба для шестерни и колеса. Если условие выполняется, то

3.27 Проверим передачу по максимальным напряжениям изгиба при перегрузке

3.28 Геометрия передачи:

3.28.1 Диаметры окружностей выступов зубьев шестерни и колеса

;

3.28.2 Диаметры окружностей впадин зубьев и колеса

;

3.29 Усилия в зацеплении

3.29.1 Окружная сила

3.29.2 Осевая сила

3.29.3 Радиальная сила

4 Проектирование прямозубой цилиндрической передачи

1 Расчет допускаемых напряжений для проектирования косозубой цилиндрической передачи

1.1 Выбор материала и термообработки

Таблица 3

Механические характеристики сталей, используемых

для изготовления зубчатых колес

Выбираем для входной ступени материал – сталь 40Х с твёрдостью для шестерни HB₁ 280 (улучшение) и для колеса HB₂ 265 (улучшение).

Выписываем из таблицы 1 механические характеристики стали для шестерни и колеса

1.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

,

где - базовый предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов, ;

- коэффициент долговечности, принимаем равным 1, т.к срок службы значительный

- коэффициент безопасности, принимаем равным 1,1

;

1.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Где - базовый предел выносливости по изгибу;

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки; =1

- коэффициент долговечности; =1,т.к срок службы значительный

- коэффициент безопасности. Принимаем равным 1,6

1.4 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках

= 0.8 σ_t = 0.8*700=560МПа =2.8 σ_t=2,8* 700=1960 МПа

2. Исходные данные для расчета

2.1 T₁ - крутящий момент на валу шестерни, Н*м;

T₁=127,04 Н*м

2.2 [σ_H] - допускаемые контактные напряжения, МПа;

[σ_H]=559,03 МПа;

2.3 [σ_F]₁ - допускаемые напряжения изгиба для шестерни, МПа;

[σ_F]₁=315 МПа;

2.4 [σ_F]₂ - допускаемые напряжения изгиба для колеса, МПа;

σ_F]₂=298,12 МПа;

2.5 [σ_H]_max- допускаемые контактные напряжения при перегрузке, МПа;

[σ_H]_max =1960 МПа;

2.6 [σ_F]_max - допускаемые напряжения изгиба при перегрузке, МПа;

[σ_F]_max =560 МПа;

2.7 u - передаточное число;

u = 3,62

2.8 К_Hβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по контактным напряжениям;

К_Hβ= 1,03

2.9 К_Fβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по напряжениям изгиба;

К_Fβ =1,09

2.10 ψ_bd- коэффициент ширины шестерни относительно делительного диаметра;

ψ_bd=1,25

2.11 α_ω - угол зацепления. Для передач без смещения α_ω=20°.

2.12 n₁ - частота вращения вала шестерни, об/мин.

n₁ =212,22 об/мин;

2.13 - коэффициент модуля,

=30...25 при НВ<350,

=20...15 при НВ>350;

Принимаем равным 25

2.14 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, = 274 МПа для стальных колёс;

2.15 , - коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса.

= 4,15; =3,75

3 Алгоритм расчета прямозубой цилиндрической передачи

3.1 Определяем делительный диаметр шестерни

3.2 Рабочая ширина колес

3.3 Величина модуля

Полученное значение согласовать со стандартом СЭВ 310-76

1 ряд: 1.5; 2.0; 2.5; 3; 4; 5;6;8;10.

2 ряд: 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5;7;9.

Принимаем величину модуля равную 3;

3.4 Число зубьев шестерни

Полученное значение округляем до целого числа, =19

3.5 Уточним величину делительного диаметра шестерни и ее ширину

Желательно уточненное значение получить примерно на (4-5)% меньше расчетного по пункту 1, что упрощает проверку по контактным напряжениям (см.п. 3.11).

3.6 Число зубьев колеса

, =69

Полученное значение округляем до целого числа,

3.7 Окружная скорость V, (м/с)

3.8 Коэффициент торцового перекрытия

3.9 Коэффициент динамической нагрузки выбрать с учётом степени точности, окружной скорости и твердости зубьев

3.10 Определить величину коэффициента , учитывающего суммарную длину контактных линий

3.11 Выполняем проверку передачи по рабочим контактным напряжениям

3.11.1 Проверка .

Изменяя в выражениип.3.11 добиться выполнения обоих условий

3.12 Найти усилия в зацеплении колес

3.12.1 Окружная сила,

3.12.2 Радиальная сила ,

3.13 Вычислить отношение

Проверочный расчет на изгибную выносливость выполняют по тому из колес пары, для которого меньше это отношение

3.14 Выполняем проверку передачи по напряжениям изгиба

3.15 Выполняем проверку передачи при перегрузках

3.15.1 По контактным напряжениям

3.15.2 По напряжениям изгиба

3.16 Геометрия передачи

3.16.1 Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса

3.16.2 Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса

3.16.3 Диаметры основных окружностей шестерни и колеса

3.17 Межосевое расстояние

5 Проектный расчет валов

1 Проектный расчет входного вала редуктора

Рис. 3 Входной вал редуктора

1.1 Определим диаметр вала в опасном сечении под муфтой.

где - крутящий момент на входном валу, Н *мм.

Принимем диаметр под муфтой dм=18мм

1.2 Опредилим диаметр вала под потшипник

; где h=4мм

мм

Округляем полученное значение до ближайшего меньшего по ГОСТ

=20мм( потшипник № 304)

1.3 Принимаем диаметр вала под уплотнение равным диаметру потшипника

d_у=d_п

1.4 Определяем диаметр буртика

2 Проектный расчет промежуточного вала редуктора

2.1 Определим диаметр вала в опасном сечении под колесом.

где - крутящий момент на промежуточном валу, Н-мм.

2.2 Принимаем диаметр вала под подшипник ближайший меньший относительно значения d_к; d_п=30мм (потш.№ 306)

2.3 Уточним диаметр вала под колесом

2.4 Принимаем диаметр вала под втулку

5. Определим диаметр буртика на валу

3 Проектный расчет выходного вала

3.1 Определим диаметр вала в опасном сечении под муфту

где - крутящий момент на выходном валу, Н-м

принимаем диаметр под муфту 40мм

3.2.найдем диаметр ала под подшипник

d_п= 50мм (потш №310)

3.3 Найдем диаметр вала под колесом

_{3.4 Определим диаметр буртика}

3.4 Принимаем диаметр вала под втулку

3.5 Принимаем диаметр вала под уплотнение

4 Расчёт раеакций в опорах тихоходного вала

а=95мм; в=95 с=88

F_m=5047 Н; F_r=1622.4 H; F_t=4457,5Н

Определяем реакции опор:

1 В вертикальной плоскости:

-F_r*a+R_b(a+b)=0 R_by=F_r*a/(a+b)= 1662,4*95/190=831,2H

2 В горизонтальной плоскости

6 Подбор и проверка подшипников.

. Для тихоходного вала редуктора.

1 Выбираем подшипник средней серии № 310 ГОСТ 8338-75, у которого

Динамическая грузоподъёмность C_r = 61800 H

Статическая радиальная грузоподъёмность C_or =36000 Н.

Коэффициент вращения V = 1; коэффициент безопасности К_б = 1.3; температурный коэффициент К_т = 1.

2 Находим соотношение определяем значение параметра е^/

Для подшипника е₁^/ = 0.3

3 Осевые составляющие радиальных нагрузок.

S₁ = e₁^/*F_r1 = 0.3*5222,6 = 1566H;

4 Расчётная осевая нагрузка:

F_a1 = S₁ = 1566 H

Находим соотношение: е = 0.3.

5 Соотношение

Находим коэффициент радиальной и осевой нагрузки X = 1Y = 0

Эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник

P_r2 = (X*F_r2 + Y*F_a2)*K_б*K_т = (1*5222+0*1566)*1.3*1 = 6788Н

Срок службы подшипника: t = 9*0,8*0,3*365*24 = 18921.6 ч.

Долговечность подшипника:

7 Проектный расчет крышек подшипниковых узлов.

1 Глухая крышка для входного вала.

По наружному диаметру подшипника 52 мм выбираем

1.1 Толщина стенки крышки

=5 мм

1.2 Толщина фланца крышки

мм

1.3 Толщина крышки

мм

1.4 Высота крышки

мм

1.5 Глубина проточки h₁=2 мм

1.6 Диаметр резьбы

d=6 мм

1.7 Число винтов для крышки

Z_шт=4

1.8 Диаметр отверстия под винт

мм

1.9 Наружный диаметр фланца

D_ф=D+4d=52+24=76 мм

1.10 Диаметр центров отверстий под винты

мм

2 Проходная для входного вала.

2.1 По d_у=20 мм выбираем уплотнение типа 1 с размерами

D=40 мм

h=10 мм

По наружному диаметру подшипника 52 мм выбираем

2.2 Толщина стенки крышки

=5 мм

2.3 Толщина фланца крышки

мм

2.4 Толщина крышки

мм

2.5 Высота крышки

мм

2.6 Глубина проточки h₁=2 мм

2.7 Диаметр резьбы

d=6 мм

2.8 Число винтов для крышки

Z_шт=6

2.9 Диаметр отверстия под винт

мм

2.10 Наружный диаметр фланца

D_ф=D+4d=52+24=76 мм

2.11 Диаметр центров отверстий под винты

мм

3 Глухая крышка для промежуточного вала.

По наружному диаметру подшипника 72 мм выбираем

3.1 Толщина стенки крышки

=6 мм

3.2 Толщина фланца крышки

мм

3.3 Толщина крышки

мм

3.4 Высота крышки

мм

3.5 Глубина проточки h₁=2 мм

3.6 Диаметр резьбы

d=8 мм

3.7 Число винтов для крышки

Z_шт=4

3.8 Диаметр отверстия под винт

мм

3.9 Наружный диаметр фланца

D_ф=D+4d=72 +32=1104 мм

3.10 Диаметр центров отверстий под винты

мм

4 Глухая для выходного вала

.

По наружному диаметру подшипника 110 мм выбираем

4.1 Толщина стенки крышки

=7 мм

Толщина фланца крышки

мм

4.3 Толщина крышки

мм

4.4 Высота крышки

мм

4.5 Глубина проточки h₁=2 мм

4.6 Диаметр резьбы

d=10 мм

4.7 Число винтов для крышки

Z_шт=6

4.8 Диаметр отверстия под винт

мм

4.9 Наружный диаметр фланца

D_ф=D+4d=110+40=150 мм

4.10 Диаметр центров отверстий под винты

мм

5 Проходная для входного вала.

По d_у=50 мм выбираем уплотнение типа 1 с размерами

D=70 мм

h=10 мм

h₁=16 мм

5.1 По наружному диаметру подшипника 110 мм выбираем

5.2Толщина стенки крышки

=7 мм

5.3 Толщина фланца крышки

мм

5.4 Толщина крышки

мм

5.5 Высота крышки

мм

5.6 Глубина проточки h₁=2 мм

5.7 Диаметр резьбы

d=10 мм

5.8 Число винтов для крышки

Z_шт=6

5.9 Диаметр отверстия под винт

мм

5.10 Наружный диаметр фланца

D_ф=D+4d=110+40=150 мм

5.11 Диаметр центров отверстий под винты

мм

8 Выбор и проверка шпонок.

1 Шпонка на вал-шестерню.

1.1 Для установки на входной вал (d=18 мм) полумуфты выберем шпонку 6×6

ГОСТ 23360-78.

Размеры шпонки: ширина b=6мм, высота h=6 мм

Материал шпонки – сталь 45 Х нормализованная.

1.2 Определим расчетную длину шпонки из условия напряжения смятия

,

где

Выбираем стандартную длину шпонки l = 32мм

2 Шпонка на промежуточный вал.

2.1 Для установки на промежуточный вал (d=32 мм) колеса выберем шпонку 10×8 ГОСТ 23360-78.

Размеры шпонки: ширина b=10 мм, высота h=8 мм

Материал шпонки – сталь 45 Х нормализованная.

2.2 Определим расчетную длину шпонки из условия напряжения смятия

,

где

Выбираем стандартную длину шпонки l = 18мм

3 Шпонки на выходной вал.

3.1 Для установки на выходной вал (d=52 мм) колеса выберем шпонку 16×10 ГОСТ 23360-78.

Размеры шпонки: ширина b=16 мм, высота h=10 мм

Материал шпонки – сталь 45 Х нормализованная.

3.2 Определим расчетную длину шпонки из условия напряжения смятия

,

где

Выбираем стандартную длину шпонки l = 56мм

3.3 Для установки на выходной вал (d=50 мм) полумуфты выберем шпонку 16×10 ГОСТ 23360-78.

Размеры шпонки: ширина b=12 мм, высота h=8 мм

Материал шпонки – сталь 45 Х нормализованная.

3.4 Определим расчетную длину шпонки из условия напряжения смятия

,

где

Выбираем стандартную длину шпонки l = 70 мм

9 Определение размеров корпуса и крышки редуктора

1 Определим толщину стенки корпуса и крышки

δ= 0,025а_т+3=0,025*132+3=6,6мм

δ₁=0,02*а_т+3=5,64мм

Принимаем δ и δ1 равными 8 мм;

2 Толщина верхнего пояса:

b=1,5 δ=1,5*8=12мм

3 Толщина нижнего пояса крышки:

b₁=1,5 δ₁=1,5*8=12мм

4 Толщина нижнего пояса корпуса:

р=2,35 δ=2,35*8=19мм

5 Толщина ребер корпуса редуктора:

m=(0,85…..1) δ=6мм

6 Толщина ребер крышки редуктора:

m₁=(0,85…..1) δ₁=6мм

7 Диаметр фундаментных болтов:

d₁=(0,03)а_т+12=16мм

8 Диаметр болтов у подшипников:

d₂=0,7d₁= 0,7*16=12мм

9 Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой:

d₃=16*0,5=8мм

10 Смазка зубчатых колес и подшипников.

Так как окружная скорость υ=0.63 м/с < 12 м/с, то для смазки передач применяем картерную смазку (т.е. окунание зубчатых колес в масло).

Рекомендуемая кинематическая вязкость масла для зубчатых колес закрытых передач при окружной ск орости υ=0.63 м/с составляет при 50ºС 60∙10^-6 м²/с. Для смазки применяем масло индустриальное И-50А ГОСТ 20799–88.

Уровень масла в редукторе определяем исходя из того, что тихоходное колесо должно быть погружено в масло на треть своего диаметра.

При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. Масло захватывается и разбрызгивается тихоходным колесом и колесом паразитом, обеспечивающим смазывание быстроходной передачи, таким образом, маслом покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, с валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники.

Для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки применяем манжетные уплотнения.

11 Выбор посадок сопряженных деталей.

В единичном и мелкосерийном производстве для соединения деталей редуктора применяем посадки с зазором и переходные посадки, облегчающие процессы сборки и разборки.

Для цилиндрического зубчатого колеса принимаем переходную посадку . Сборка производится под прессом или ударами молотка, разборка – с помощью съемника.

Для распорных втулок принимаем переходную посадку .

Для муфты принимаем переходную посадку .

Для подшипников принимаем посадку на вал к6, обеспечивающую неподвижное соединение, в корпус H7, обеспечивающую возможность передвижения подшипника в корпусе при регулировке. А для манжеты

выбираем посадку на вал е9.

12 Выбор муфты

Для соединения вала электродвигателя с валом-шестерней редуктора выберем муфту типа МУВП. Так как крутящий момент на выходном валу редуктора равен Т_х=29,1Н∙м, выбираем муфту на диаметр посадочного отверстия d=18 мм и момент Т=31,5 Н∙м. Длина муфты L=84 мм, длина полумуфты l=42мм, ширина зазора B=4 мм, внешний диаметр муфты D=90 мм.

Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом выберем муфту типа МУВП. Так как крутящий момент на выходном валу редуктора равен Т₄=446,18Н∙м, выбираем муфту на диаметр посадочного отверстия d=40 мм и момент Т=500 Н∙м. Длина муфты L=169 мм, длина полумуфты l=80 мм, ширина зазора B=8 мм, внешний диаметр муфты D=170 мм.

13 Экономическое обоснование конструкции привода

С экономической точки зрения данный редуктор достаточно дешев в изготовлении и эксплуатации. Это обосновано тем что:

1. для основных деталей редуктора (колеса, валы, крышки подшипников, корпуса крышки редуктора и др.) применялись дешевые материалы, такие как сталь 40 Х, серый чугун;

2. были использованы только стандартные изделия, что обуславливает их легкую замену в случае поломки;

3. все основные узлы были проверены на прочность и долговечность, что позволяет использовать их максимальное время;

4. колесо и шестерня стандартизированы, в результате чего не возникает

5. проблем с их изготовлением;

6. использование картерной системы смазки также удешевляет производство редуктора.

14 . Заключение

В данном курсовом проекте разработан привод ленточного конвейера с двухступенчатым цилиндрическим редуктором с раздоенной быстроходной ступенью. Так же были спроектированы основные сборочные единицы редуктора (зубчатые колеса, валы, корпус и крышка редуктора) и всего привода в целом (муфта, приводной вал). Были выбраны стандартные изделия такие, как крепежные болты, подшипники, шпонки и т.д., а также подобрана система смазки подшипников и колес. Для данного привода производился подбор электродвигателя, удовлетворяющего условию проектного задания. Была спроектирована рама для крепления редуктора и двигателя к фундаменту.

Библиография.

1. Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1984.

2. Расчет и проектирование деталей машин, /под ред. Г. Б. Столбина и К. П. Жукова.-М.: Высшая школа, 1978.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.:

Высшая школа., 1985

4. Решетов Д.М. Атлас деталей машин. – М.: Машиностроение, 88.

5 Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Козинцев Б.С. и др. Проектирование механических передач. – М.: Машиностроение, 1984.-580 с.