Курсовая работа: Привод ленточного транспортера

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

до курсового проекту по Деталям машин

на тему: «Привод ленточного транспортера»

Виконав студент гр.

___________

Керівник проекту:

____________

Зміст

Вступ

1 Энергокинематический розрахунок приводу

2 Розрахунок клиноремінної (ланцюговий) передачі

3 Розрахунок зубчастих передач

3.1 Розрахунок швидкохідної ступіні редуктора

3.2 Розрахунок тихохідної ступіні редуктора

4 Розробка ескізного проекту (компонування) редуктора

5 Розрахунок валів

5.1 Проектувальний розрахунок швидкохідного вала

5.2 Проектувальний розрахунок проміжного вала

5.3 Проектувальний розрахунок тихохідного вала

5.4 Перевірочний розрахунок тихохідного вала

6 Вибір підшипників

6.1 Вибір підшипників для швидкохідного вала

6.2 Вибір підшипників для проміжного вала

6.3 Вибір підшипників для тихохідного вала

7 Розрахунок шпонкових з'єднань

8 Вибір муфти

9 Вибір олії і системи змащення зубцюватих зачеплень і підшипників

Список літератури

Вступ

Транспортёры (конвейеры) предназначены для перемещения сыпучих и кусковых грузовых материалов или штучных однородных грузов непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для менанизирования разгрузочно - погрузочных работ, для транспортирования изделий в технологических поточных линиях.

В настоящее время известно большое количество разнообразных транспортирующих устройств, различающихся по принципу действия и по конструкции.

Все эти устройства можно разделить на две основные группы:

1. транспортирующие устройства с тяговым органом – ленточные и цепные транспортёры и элеваторы.

2. транспортирующие устройства без тягового органа – гравитационные.

Независимо от типа тягового органа транспортёры состоят из следующих основных частей:

· приводная станция, от которой тяговый орган получает движение

· тяговый орган с элементами размещения груза (ковши, скребки, люльки) или без них

· рама или ферма транспортёра

· поддерживающее устройство (катки, ролики)

· натяжная станция, которая создаёт и поддерживает необходимое натяжение тягового органа

Приводная станция включает двигатель, передачу ( зубчатую, червячную и д. р.), соединительные муфты, ведущий барабан или звёздочки с валом и опорами. Конструкция приводной станции и ее расположение относительно конвеера могут быть различными.

Натяжная станция позволяет перемещать ведомый вал с помощью винтовых механизмов и поддерживать таким образом, необходимое натяжение тягового органа. Кроме винтовых применяются грузовые натяжные устройства.

В ленточных транспортёрах тяговым органом служит гибкая лента (ремень), чаще всего текстильная, прорезиненная.

Дано: F = 2.8 кН;

V= 1,65 м\сек;

D = 200 мм.

Позначення на схемах:

1 – електродвигун, 2 – ремінна (ланцюгова) передача, 3 – редуктор,

4 – муфта, 5 – барабан.

F – окружне зусилля на барабані, V – швидкість стрічки, D – діаметр барабана.

1. Енергокінематічний розрахунок приводу

1.1 Определяем потребляемую мощность привода:

Вт;

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя:

Вт;

где:

1.3 Определяем угловую скорость выходного вала:

рад/с

1.4 Определяем частоту вращения приводного вала:

1.5 Определяем требуемую частоту вала электродвигателя:

По табличным значениям выбираем электродвигатель типа: АИР 132S4

Р=5,5кВт и n = 1445

1.6 Определяем общее передаточное число привода:

1.7 Определяем передаточное число цепной передачи:

1.8 Передаточное число редуктора:

1.9 Определяем частоту вращения вала колеса быстроходной ступени редуктора:

об/мин

1.10 Определяем частоту вращения вала колеса промежуточной ступени двухступенчатого редуктора:

об/мин

1.11 Определяем частоту вращения тихоходного вала:

об/мин

1.12 Определяем мощность на валу электродвигателя:

Вт

1.13 Определяем мощность на быстроходном валу редуктора:

Вт

1.14 Определяем мощность на промежуточном валу редуктора:

Вт

1.15 Определяем мощность на тихоходном валу редуктора:

Вт

1.16 Определяем мощность на валу барабана:

Вт

1.17 Определяем мощность на ленте:

Вт

1.18 Определяем угловую скорость вала электродвигателя:

рад/с

1.19. Определяем угловую скорость быстроходного вала:

рад/с

1.20 Определяем угловую скорость промежуточного вала:

рад/с

1.21 Определяем угловую скорость тихоходного вала:

рад/с

1.22 Определяем момент на валу электродвигателя:

1.23 Определяем момент на быстроходном валу редуктора:

1.24 Определяем момент на промежуточном валу редуктора:

1.25 Определяем момент на тихоходном валу редуктора:

1.26 Определяем момент на валу барабана:

1.27 Определяем момент на ленте:

2.Разрохунок ланцюгової передачі.

2.1 Выбираем число зубьев малой звездочки по таблице при передаточном отношении U=1.47 и частоте вращения

2.2 Определяем число зубьев большой звездочки

Округляем до целого.

2.3 Уточняем передаточное отношении цепной передачи

2.4 Коэффициент динамической нагрузки

2.5 Коэффициент режима поскольку принята двухсменная работа передачи

2.6 Коэффициент наклона передачи к горизонту т.к. угол наклона передачи к горизонту равен

2.7 Коэффициент способа регулировки натяжения цепи

2.8 Коэффициент смазки и загрязнения передачи . Предварительно принята скорость цепи

2.9 Коэффициент межосевого расстояния

2.10 Коэффициент эксплуатации:

2.11 Коэффициент числа зубьев:

- базовое число зубьев

2.12 Коэффициент частоты вращения:

2.13 Расчетная мощность:

кВт

По таблице принимаем кВт Этой мощности соответствует цепь однорядная роликовая ПР – 25,4 – 56700

2.14 Определяем параметры роликовой однорядной цепи:

Шаг цепи мм

Разрушительная силаН

Диаметр мм

Ширина цепи мм

Масса 1 метра цепи

2.15 Пригодность выбранной цепи проверяем по наибольшему допустимому шагу мм, должно соблюдаться соотношение 25,4<50,8. Выбранная цепь пригодна для данных условий работы

2.16 Скорость цепи:

По скорости уточняем коэффициент смазки

2.17 Межосевое расстояние цепной передачи:

мм

2.18 Длина цепи в шагах :

Целое число шагов

2.19 Уточняем межосевое расстояние при длине цепи 116 шагов цепи:

Передача работает лучше при провисании холостой ветви цепи, поэтому расчетное межосевое расчетное уменьшаем на (0,002…..0,004) .

Окончательное межосевое расстояние:

Принимаем мм

2.20 Усилия в передаче:

Окружное усилие:

Н

Натяжение цепи от центробежных сил:

Н

Коэффициент провисания равен

Сила предварительного натяжения от массы цепи:

Н

Давление цепи на вал:

Н

Натяжение ведущей ветви цепи:

Н

Натяжение ведущей цепи:

Н

2.21 Проверка передачи на резонанс:

Критическая частота вращения ведущей звездочки:

об/мин

Границы зоны, опасной по резонансу:

меньшее значение:

об/мин

большое значение:

об/мин

Рабочая частота находится за пределами опасной зоны.

2.22 Размеры звездочек:

делительный диаметр ведущей звездочки:

мм

делительный диаметр ведомой звездочки:

мм

диаметр окружности вершин зубьев ведущей звездочки:

мм

диаметр окружности вершин зубьев ведомой звездочки:

мм

диаметр окружности впадин зубьев ведущей звездочки:

мм

диаметр окружности впадин зубьев ведомой звездочки:

мм

ширина зубчатого венца звездочки для однорядной цепи:

мм

3. Разрохунок зубчатої передачі

3.1 Разрохунок швидкохідної ступені редуктора

Заданные параметры (Страница: 1)

Передача : быстроходная Косозубая внешнего зацепления

Тип расчета : Проектировочный

Стандарт расчета ГОСТ

Основные данные

Дополнительные данные

Результаты АPМ Trans (Страница 2)

Таблица 1 . Основная геометрия

Таблица 2 . Свойства материалов

Таблица 3 . Силы

Результаты АPМ Trans (Страница 3)

Таблица 4 . Параметры торцевого профиля

Таблица 5 . Параметры постоянной хорды

Таблица 6 . Параметры общей нормали

Результаты АPМ Trans (Страница 4)

Таблица 7 . Параметры по хорде

Таблица 8 . Контроль по роликам

Таблица 9 . Параметры взаимного положения профилей зубьев

Таблица 10 . Проверка качества зацепления

Результаты АPМ Trans (Страница 5)

Таблица 11 . Допуски колеса и шестерни

3.2 Разрохунок тихоходної передачі

Выбираем материал и термическую обработку зубчатых колес, тихоходной передачи. Из таблицы 2.1 учебника Курсовое проэктирование «Детали машин», автор П.Ф.Дунаев.

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

3.2.1 Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зуба шестерни

Принимаем

3.2.2 Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зуба колеса:

Принимаем

Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные напряжения:

3.2.3 Пределы выносливости для шестерни и колеса:

МПа

МПа

3.2.4 Коэффициент безопасности :

3.2.5 Число оборотов шестерни и колеса:

об/мин

об/мин

3.2.6 Суммарное число циклов переменны напряжений в зубьях

Для шестерни

Для колеса

3.2.7 Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Для шестерни:

Для колеса:

3.2.8 Определяем базовые числа циклов нагружения:

3.2.9 Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

3.2.10 Определяем допускаемо контактное напряжение для шестерни и колеса:

МПа

МПа

Допускаемые напряжения изгиба:

3.2.11 Пределы выносливости для шестерни и колеса:

МПа

МПа

3.2.12 Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Для шестерни:

Для колеса:

3.2.13 Определяем коэффициент долговечности:

где: - - базовое число циклов для зубчатых колес;

для шестерни:

Принимаем

Для колеса:

Принимаем

3.2.14 Коэффициент учитывающий влияние двухстороннего положения нагрузки

3.2.15 Коэффициент запаса прочности:

3.2.16 Коэффициент учитывающий способ получения заготовки:

3.2.17 Коэффициент безопасности:

3.2.18 Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса:

3.2.19 Опрделяем межосевое растояние

,

где К _а – коэффициент, для косозубых колес К _а =430МПа

U - передаточное число,

К _Нβ - коэффициент концентрации нагрузки К _Нβ =1,04

Т _Т - момент на колесе,

Ψ_а - коэффициент зависящий от положения колес относительно опор, при косольном расположении Ψ_а = 0,4,

[σ]_н - допускаемое контактное напряжение колеса.

3.2.20 Определяем коєффициент ширины:

3.2.21 Определяем межосевое расстояние

мм

Принимаем =125мм

Предеварительные основные размеры колеса

3.2.22 Делительный диаметр

d ₂ = 2 ּ а _ω ּu / ( u - 1 ) ,

d ₂ = 2 ּ 0,125 ּ 2.5/ ( 2.5 + 1 ) = 0,179 м = 180 мм .

3.2.23 Ширина колеса

b _w2 = Ψ_bа ּ а _ω ,

b _w2 = 0.4 ּ 0,125 = 0,05 м = 50мм

3.2.24 Коэффициент ширины колеса относительно модуля:

- принимаем значение по таблице;

3.2.25 Модуль зацепления:

3.2.26 Минимальный угол наклона зубьев шевронных колес

β_min =25 °

3.2.27 Суммарное число зубьев

z_с = 2 ּ а _ω ּ cos β_min / тn = 2 ּ 140 ּ cos25˚ / 2 =113.3 Принимаем z_с =113

3.2.28 Действительное значение угла наклона:

β = arccos (z_Σ ּ т / 2 ּ а _ω ) = arccos (113.3 ּ 2 / 2 ּ 125 ) = 24.98˚=25˚

3.2.29 Число зубьев шестерни и колеса

z₁ = z_с / ( U ± 1 ) ≥ z_1min ,

где z_1min - минимальное число зубьев

z₁ = 113 / ( 2,5 + 1 ) = 32,3=32 .

3.2.30 Число зубьев колеса

z₂ = z_с - z₁ = 113 – 32=81 .

3.2.31 Фактическое передаточное число

U _ф = z₂ / z₁ = 81/32 =2,53

Отклонение передаточного числа от заданного меньше 4%.

Диаметры колес

3.2.32 Делительный диаметр шестерни

d ₁ = z₁ ּ тn / cos β = 32 ּ 2 / cos25˚ = 70 мм .

3.2.33 Делительный диаметр колеса

d ₂ = z₂ ּ тn / cos β = 81 ּ 2 / cos25˚ = 178.75 мм .

3.2.34 Модуль торцевой:

мм

3.2.35 Определяем окружную силу в зацеплении:

F _t1 = F _t2 =2 ּ Т ₁ / d ₂ = 2 ּ86,42 / 0,17875 = 966,94 Н .

3.2.36 Определяем окружную скорость на делительной окружности:

м/с

Назначаем степень точности редуктора Ст = 8

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зациплении

Коэффициент, учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку

3.2.37 Удельная окружная динамическая сила:

н/мм

3.2.38 Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

3.2.39 Уточненное значение коэффициента ширины колеса относительно диаметра:

3.2.40 Уточненное значение коэффициента:1,021

3.2.41 Уточняем значение угловой скорости колеса:

рад/с

3.2.42 Уточненное значение числа оборота колеса:

об/мин

3.2.43 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:

3.2.44 Удельная расчетная окружная сила:

Н/мм

3.2.45 Коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

3.2.46 Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес:

МПа

3.2.47 Коэффициент торцевого перекрытия:

3.2.48 Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:

3.2.49 Действующие в передаче контактные напряжения:

МПа

- условия прочности выполняются.

Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

3.2.50 Эквивалентное число зубьев:

шестерни

Колеса

3.2.51 Коэффициент формы зуба:

;

3.2.52 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

3.2.53 Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

3.2.54Определяем отношение

МПа

МПа

Из пар сопряженных колес расчет ведем по колесу с меньшим отношением, т.е. по колесу.

3.2.55 Коэффициент неравномерности нагрузки:

3.2.56 Коэффициент, учитывающий влияние погрешностей на динамическую нагрузку:

3.2.57 Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении

3.2.58 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

3.2.59 Удельная окружная динамическая сила:

3.2.60 Коэффициент, динамической нагрузки:

3.2.61 Удельная расчетная окружная сила:

Н/мм

3.2.62 Напряжение изгиба в опасном сечении зуба колеса:

МПа

шестерни

МПа

;

Условие прочности соблюдается.

Прочность зубьев при перегрузках.

3.2.63 Максимальные контактные напряжения:

МПа

Условие прочности соблюдается.

3.2.64 Максимальные напряжения изгиба для шестерни:

МПа

для колеса:

МПа

;

Усилия в зацеплении.

3.2.65 Окружное усилие:

Н

3.2.66 Радиальное усилие:

F _R1 =F _R2 =F _t1 ּ tg αw / cos β = 2469.14* 0,364 / 0.906 = 992.0165 H .

3.2.67 Осевое усилие:

F _А1 = F _А2 = F _t1 ּ tg β = 2469,14* 0,466 = 1151,378 Н .

Геометрические параметры передачи.

Межосевое расстояние мм

Нормальный модуль зацепления

Угол наклона зуба

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Ширина венца колеса мм

Дилительный диаметр шестерни мм

Дилительный диаметр колеса мм

Ширина венца шестерни мм

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Шестерня d _а1 = d ₁ + 2 т =70+2*2= 74мм

Колесо d _а2 = d ₂ + 2 т =178,75+2*2=182,75мм

Диаметры окружностей впадин зубьев

шестерня d _f1 = d ₁ - 2 т = 70 – 2 * 2 = 66 мм ,

колесо d _f2 = d ₂ - 2 т = 178,75 - 2 *2 = 174,75 мм .

4. Розробка ескізного проекту (компонування) редуктора

Компоновка цилиндрического редуктора

Расстояние между деталями передач

4.1 Зазор между внутренними поверхностями корпуса и деталями:

мм = 11мм

4.2 Расстояние между дном корпуса и поверхностью зубчатых колес:

мм

4.3 Расстояние между торцевыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора:

мм

Параметр	Расчетная формула и значение, мм
Толщина стенки корпуса
Толщина стенки крышки
Толщина фланца корпуса
Толщина фланца крышки
Толщина основания корпуса без бобышки
Толщина ребер основания корпуса
Толщина ребер крышки
Диаметр фундаментных болтов
Диаметр болтов у подшипников
Диаметр болтов, соединяющих основание и крышку

Проектирование валов:

Быстроходный вал.

4.4 Ориентировочный диаметр входного участка вала d :

мм

Принимаем d = 18 мм

4.5 Длина выходного участка вала приблизительно равна:

мм

4.6 Диаметр вала под уплотнительными устройствами равен диметру вала под подшипник 25 мм.

4.7 Ориентировочный диаметр участка вала под подшипник:

мм Принимаеммм

где:

Принимаем подшипник средней серии шариковый радиальные однорядные 305

Размеры, мм				Грузоподъемность, кг
d	D	B	r
25	62	17	2	1760	1160

4.8 Длина шейки участка вала под подшипник и уплотнение равна

4.9Диаметр участка мм

Принимаем

где: - координата фаски подшипника;

Промежуточный вал.

4.10 Диаметр вала под колесо:

4.11Диаметр вала под подшипник:

Принимаем подшипник средней серии шариковый радиальные однорядные 306

Размеры, мм				Грузоподъемность, кг
d	D	B	r
30	72	19	20	2200	1510

4.12 Диаметр отдельных участков вала:

Принимаем

4.13 Диаметр вала под шестерню:

Тихоходный вал.

4.14 Диаметр выходного вала:

4.15 Длина выходного вала:

4.16Диаметр под подшипник и уплотнение:

4.17Длина вала под подшипник и уплотнение:

Принимаем подшипник средней серии шариковые радиальные однорядные 309

Размеры, мм				Грузоподъемность, кг
d	D	B	r
45	100	25	2,5	3780	2670

4.18Диаметр отдельный частей вала:

4.19 Диаметр вала под колесом:

Выбор подшипника

Для быстроходного вала подбираем подшипник средней серии шариковый радиальный однорядный 305

Подшипники устанавливают утоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равна менее 3 м/с. Подшипники устанавливаем враспор т.к. вал имеет не значительную длину и кооэфициент расширения мал.

Для промежуточного вала подбираем подшипники тяжелой серии шариковые радиальный однорядный 406. Подшипники устанавливают утоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равна менее 3 м/с. Расстояние от поверхности стенки корпуса редуктора до подшипника равна не менее 8 мм. Подшипник смазывают консистентной смазкой набиваемой в камеру подшипника. Подшипники устанавливаю врастяжку, что бы избежать защемления подшипников при работе.

Для тихоходного вала подбираем подшипники средней серии шариковые радиальный однорядный 309.

Подшипники устанавливают утоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равна менее 3 м/с. Расстояние от поверхности стенки корпуса редуктора до подшипника равна не менее 8 мм.Подшипник смазывают консистентной смазкой набиваемой в камеру подшипника. Подшипники устанавливаю враспор.

5. Розрахунок валів

5.1 Проектувальний рохрахунок швидкісного валу

;;;;;;;

5.1.1 Схема нагружения вала в вертикальной плоскости.

для определения реакции используем условияравновесия плоской системы сил:

Составляем уравнение равновесия системы сил:

Решаем их относилельно и :

Проверка правильности вычисления :

Изгибающий момент в сечении III:

Изгибающий момент в сечении IV:

5.1.2 Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости:

для определения реакции используем условия равновесия плоской системы сил:

Составляем уравнение равновесия:

Решаем их относилтельно и

Проверка правильности вычисления реакции:

Изгибающий момент :

В сечении II:

в сечении III:

в сечении IV:

5.1.3 Суммарные реакции опор:

5.1.4 Суммарные изгибающие моменты:

5.1.5 Приведенные моменты:

5.1.6 Диаметры вала:

5.2 Проектувальний розрахунок проміжного валу

;;;;;;;

5.2.1 Схема нагружения вала в вертикальной плоскости

для определения реакции используем условияравновесия плоской системы сил:

Составляем уравнение равновесия системы сил:

Решаем их относилельно и :

Проверка правильности вычисления :

Изгибающий момент в сечении II:

Изгибающий момент в сечении III:

Изгибающий момент в сечении IV:

5.2.2 Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости:

для определения реакции используем условия равновесия плоской системы сил:

Составляем уравнение равновесия:

Решаем их относилтельно и

Проверка правильности вычисления реакции:

Изгибающий момент :

В сечении II:

в сечении III:

в сечении IV:

5.2.3 Суммарные реакции опор:

5.2.4 Суммарные изгибающие моменты:

5.2.5 Приведенные моменты:

5.2.6 Диаметры вала:

5.3 Проектувальний розрахунок тихохідного валу

;;;;;

5.3.1 Схема нагружения вала в вертикальной плоскости.

для определения реакции используем условия равновесия плоской системы сил:

Составляем уравнение равновесия системы сил:

Решаем их относилельно и :

Проверка правильности вычисления :

Изгибающий момент в сечении II:

5.3.2 Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости:

для определения реакции используем условия равновесия плоской системы сил:

Составляем уравнение равновесия:

Решаем их относилтельно и

Проверка правильности вычисления реакции:

Изгибающий момент :

В сечении II:

в сечении III:

5.3.3 Суммарные реакции опор:

5.3.4 Суммарные изгибающие моменты:

5.3.5 Приведенные моменты:

5.3.6 Диаметры вала:

5.4 Проверочный расчет тихоходного вала

Определение коэффициента запаса прочности в опасных сечениях: II – II ; III – III; IV – IV

Вал изготовлен из стали 45, имеющей следующие механические свойства:

Временное сопротивление разрыву ; предел выносливости при симметричном цикле напряжения изгиба предел выносливости при цикле напряжения кручения ; коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжения соответственно при изгибе и кручении и .

Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении IV – IV.Напряжения в этом сечении обусловлена шпоночным пазом и посадкой ступицы звездочки на вал.

5.4.1 Находим эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении от шпоночного паза:

5.4.2 Масштабные коэффициенты при изгибе и кручении для вала из стали 45, равным 38 мм:

5.4.3 Коэффициент состояния поверхности при шероховатости :

5.4.4 Эффективные коэффициенты концентрации напряжения для данного сечения вала при изгибе и кручении в случае отсутствия технологического упрочнения:

5.4.5 Эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении

вала, обусловлена ступицей звездочки, насаженной за вал по посадке:

В сечении IV – IV два концентратора напряжений; однако в расчете учитываем один – тот, для которого и наибольшие, т.е. принимаем

Изгибающий момент в сечении равен нулю, поэтому запас прочности .

5.4.6 Полярный момент сопротивления сплошного вала со шпоночным пазом:

5.4.7 Напряжения кручения

для вала нереверсивной передачи принимаем, что напряжения кручения изменяються по пульсирующему отнулевому циклу. Тогда

5.4.8 Запас прочности для касательных напряжений:

III – III . Концентрация напряжений вызвана посадкой внутреннего кольца подшипника на вал.

d=45мм

в сечении III – III действуют суммарные изгибающие моменты

и вращающий момент

5.4.9 Осевой момент сопротивления

5.4.10 Полярный момент сопротивления:

5.4.11 Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

5.4.12 Определяем запас прочности для нормальных напряждений:

5.4.13 Напряжение кручения:

5.4.14 Амплитуда и среднее значение нормальных напряжений кручения:

5.4.15 Запас прочности для касательных напряжений:

5.4.16 Общий запас прочности в сечении IV – IV:

В сечении II – II концентраторами напряжения являются шпоночный паз. Напряжения в этом сечении обусловлена шпоночным пазом и посадкой зубчатого колеса на вал.

Находим эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении от шпоночного паза:

Масштабные коэффициенты при изгибе и кручении для вала из стали 45, равным 46 мм:

Коэффициент состояния поверхности при шероховатости :

Эффективные коэффициенты концентрации напряжения для данного сечения вала при изгибе и кручении в случае отсутствия технологического упрочнения:

Эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении

вала, обусловлена ступицей колеса, насаженного на вал по посадке:

В сечении I I – I I два концентратора напряжений; однако в расчете учитываем один – тот, для которого и наибольшие, т.е. принимаем

Изгибающий момент в сечении равен:

и вращающий момент

Осевой момент сопротивления

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Определяем запас прочности для нормальных напряждений:

Напряжение кручения:

Амплитуда и среднее значение нормальных напряжений кручения:

Запас прочности для касательных напряжений:

Общий запас прочности в сечении IV – IV:

Таким образом, допускаемое напряжение во всех сечениях в пределах допускаемого.

6. Вибір підшипників

6.1 Выбор подшипников для быстроходного вала

; ;

; ; ;

;

Предварительно принимаем подшипник шариковый радиальный средней серии 305.

6.1.1 Определяем динамическую приведенную нагрузку:

для левой опоры:

А=0; она не воспринимает осевую нагрузку

для правой опоры:

А=0; она не воспринимает осевую нагрузку

6.1.2 Номинальная долговечность равна:

6.1.3 Определяем динамическую грузоподъемность:

Принимаем радиальные шариковые подшипники средней серии 305 для обеих опор.

6.2 Вибор пошипников для промежуточного вала

; ;

; ; ;

;

Предварительно принимаем подшипник шариковый радиальный тяжелой серии 406.

6.2.1 Определяем динамическую приведенную нагрузку:

для левой опоры:

А=0; она не воспринимает осевую нагрузку

для правой опоры:

А=0; она не воспринимает осевую нагрузку

6.2.2 Номинальная долговечность равна:

6.2.3 Определяем динамическую грузоподъемность:

Принимаем радиальные шариковые подшипники средней серии 405 для обеих опор. Замена подшипников через 10000 ч.

6.3 Вибор пошипников для тихоходного вала

; ;

; ; ;

;

Предварительно принимаем подшипник шариковый радиальный средней серии 306.

6.3.1 Определяем динамическую приведенную нагрузку:

для левой опоры:

А=0; она не воспринимает осевую нагрузку

для правой опоры:

А=0; она не воспринимает осевую нагрузку

6.3.2 Номинальная долговечность равна:

6.3.3 Определяем динамическую грузоподъемность:

Принимаем радиальные шариковые подшипники средней серии 305 для обеих опор.

7. Расчет шпоночного соединения

Быстроходный вал

d=18 mm

b=6 mm

h=6 mm

T=35,64 H∙м

Промежуточный вал

d=32 мм

b=10 мм

h=8 мм

T=86,42 H∙м

Тихоходный вал

d=38мм

b=14мм

h=9мм

T=209,56 Н∙м

d=48мм

b=14мм

h=9мм

T=209,56Н∙м

8. Выбор муфты

Муфту подбираем по диаметру вала.

Для соединения вала ЭД с валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно – пальцевую (МУВП) МУВП 250 – 40 – 1 УЗ ГОСТ 21424 – 93

9 Смазка редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а так же для предохранения их от заедания задиров, коррозии и лишнего отвода теплоты трущихся поверхностей деталей должны иметь надёжную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колёс были в него погружены.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колёс и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. В настоящее время также широко применяют смазочные материалы ЦИАТИН – 201 и ЛИТОЛ – 24, которые допускают температуру нагрева до 130 ^о С.

Устанавливаем вязкость масла.

При v=0.8 м² /с . выбираем индустриальное масло И – 30 А.

Подшипники смазываем консистентной смазкой, закладываемые в их камеры при сборке редуктора.

10 Список литературы

1. М. И. Иванов «Детали машин»

2. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин»

3. Д. Н. Решетов «Детали машин. Атлас конструкций» Часть 1.

4. Д. Н. Решетов «Детали машин. Атлас конструкций» Часть 2.

5. В. И. Анурьев «Справочник конструктора машиностроителя» Том 1.

6. В. И. Анурьев «Справочник конструктора машиностроителя» Том 2.