Для того, чтобы просмотреть полный текст работы с формулами и рисунками, скачайте файл по ссылке нижней страницы. Файлы с исходными данными и результатами результатов прилагаются

СОДЕРЖАНИЕ
Введение
Техническое задание
1. Определение ресурса приводного устройства…………4
2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода:
а) определение частоты и частоты звука двигателя…………….5
б) определение передаточного числа привода и его ступеней………..6
в) определение силовых и кинематических параметров привода…….7
3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение
допускаемых контактных и изгибных напряжений………………..10
4. Расчет закрытой передачи………………….12
5. Расчет открытой передачи ……………….18
6. Нагрузки валов редуктора:
а) определение силы в зацеплении закрытых передач……..23
б) определение консольных сил…… ……………………..23
7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора…………24
8. Расчетная схема валов редуктора………………….30
9. Проверочный расчет подшипников…………………… ..38
10. Выбор муфты………………………42
11. Проверочный шпонок………………… ………..43
12. Проверочный расчет валов………………………………………………. 45
13. Определение массы и технического уровня редуктора……………50
Список используемой литературы

Введение
В данной работе сделаем расчет привода ленточного транспортера.
Основными требованиями, предъявляемыми к машине, являются: производительность, надежность, высокая технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования соблюдаются в процессе проектирования и проектирования.
В ходе работ над проектом проводится анализ назначения и условий, в которых находится проектируемая деталь, и вы принимаете более разумное конструктивное решение с учетом монтажных, эксплуатационных и экономических требований. При проектировании производятся кинематические расчеты, инженерные силы, действующие на звенья, производятся расчеты конструкций на прочность, решаются вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей. Так же продумывается вопрос сборки и разборки узлов и механизмов в целом.
Вся работа выполняется в соответствии с действующими стандартами и нормами.

Поз. Элементы схемы Исходные данные Знач.
1. Двигатель Тяговая силовая цепь F, вН 2,6
2. Плоскоремная передача Скорость тяговой цепи V, м/с 0,65
3. Цилиндрический редуктор Шаг тяговой цепи Р, мм 100
4. Упругая муфта с торообразной оболочкой Число зубьев звездочки, z 7
5. Ведущие звездочки конвейера Допускаемое отклонение скорости тяговой , %
6
6. Тяговая цепь
7. I, II, III, IV – валы Срок службы привода , лет
4

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕСУРСА ПРИВОДНОГО УСТРОЙСТВА

1.1. Определим ресурс привода Lh, ч:
Lh=365LrtcLc

где Lr- срок службы привода
tc- продолжительность смены
Lc- число смен
Lh=365482=23360 ч

1.2. Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

Lh=233600,85=19856 ч.

Место установки Lr tc Lc Lh Характер нагрузки Режим работы
– 4 8 2 19856 Умеренные колебания нереверсивный

2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ
РАСЧЁТ ПРИВОДА.

2.1. Определение мощности и частоты звука двигателя.
а) определение требуемой мощности рабочей машины Ррм,
Ррм = FV = 2,60,65= 1,69 кВт.
б) известен общий коэффициент полезного действия
(КПД) привода:
 = зпопмпкпс ,
где по таб. 2.2.
зп = 0,96 – КПД закрытой передачи
оп = 0,91 – КПД открытой передачи
м = 0,98 – КПД муфты
пк = 0,99 – КПД подшипников качения
пс = 0,98 – КПД подшипников скольжения
 = 0,960,910,980,99 20,98 2= 0,82
в) определяем требуемую мощность двигателя Рдв , кВт:
кВт.
г) Выбираем тип двигателя
по таб. Ik 9
4АМ112МА8У3
Рном = 2,2 кВт.
nc =750 об/мин – синхронная частота датчика двигателя.
nном = 700 об/мин – номинальная частота датчика двигателя.
2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней
а) определения общих показателей приводного вала рабочей машины nrm , об/мин:,
, отсюда ,
где v – скорость тягового органа, м/с;
z – число зубьев звездочки

б) определение передаточного числа ступеней привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной скорости Рном
u =

в) определение передаточного числа ступеней привода
u = узпuоп=52,6=13
из табл. 2.3. принимаем узп = 5
uоп =
г) максимальное отклонение частоты сигнала приводного вала рабочей машины ∆нрм,, об/мин.
∆нрм= об/мин
д) определяемую допускаемую передачу сигнала приводного вала рабочей машины с учётом отклонений [ нрм ], об/мин.
[ нрм ] = нрм ±∆нрм
[ нрм ] = 56+3,36 =59,6 об/мин.
[ нрм ] = 56-4 =52,4 об/мин.
е) определение фактического передаточного числа привода if:
uф = nном /[ nrm ] = 700/56= 13
ж) уточняем передаточные числа закрытой и открыты передачи в соответствии с выбранными разбивками передаточного числа привода
uop = uф /uzp или uzp = uф /uop
иоп = иф /узп = 13/5 = 2,6

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода.
На вкладке 2.4. ДВ-ОП-ЗП-М-РМ находим:
Мощность Р, кВт:
быстроходного вала:
Р1 = Рдвоппк = 2,10,910,99 = 1,89 кВт.
тихоходного:
Р2 = 1,79 кВт.
рабочей машины:
Ррм = 1,71 кВт.
Частоту звука n, об/мин:
Двигатель:
nном = 700 об/мин.
быстроходного вала:
n1 = об/мин.
тихоходного вала:

n2 = 54 об/мин.
рабочей машины:
nрм = n2 = 54 об/мин.
Угловая скорость , с -1:
двигателя:
с -1
быстроходного вала:
с -1
тихоходного вала:
с -1
рабочей машины:
с -1
Находим вращающий момент Т, Нм:
двигателя:
Тдв = Нм
быстроходного вала:
Т1 = Тдвуоп оппк =28,662,60,910,99 =67,13 Нм.
тихоходного вала:
Т2 = Т1узпзппк = 67,1350,960,99 =319 Нм.
рабочей машины:
Трм = Т2мпс =3190,980,98 =306,36

Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ112МА8У3 Рном = 2,2 кВт; nном = 700 об/мин
Параметр Передача Параметр Вал
Закрытый
(редуктор) открытая двигатель Редуктор Приводной рабочей машины
Б Т
Переда-
точное
число, u 5 2,6 Расчетная мощность
Р, кВт 2,1 1,89 1,79 1,71
Угловая скорость
,1/с
73,27 28,18 5,64 5,64
КПД,
 0,96 0,91 Частота общения
n, об/мин 700 270 54 54
Вращающий момент Т, нм 28,66 67,13 319 306 ,36

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ И
ИЗГИБНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ.

3.1. Выбираем материал.
сталь 40Х по табл. 3.1.
термообработка – Улучшение
твердости заготовки – 235…262 НВ
предел прочности – σв = 790 Н/мм 2
предел текучести – σТ = 640 Н/мм 2
предел выносливости – σ-1 = 375 Н/мм 2
твёрдость шестерни принимаем НВ1 = 170
твёрдость колеса принять НВ2 = 150
3.2. Определяем допускаемое контактное напряжение [σ]н ,
[σ]н01 = 1,8 НВ1 +67 = 1,8170+ 67 = 373,00 Н/мм 2
[σ]н1 = KHL  [σ]н01 = 1 373,00 = 373,00 Н/мм 2
где KHL = 1 – коэффициент остаточности для зубьев
[σ]н02 = 1,8 НВ2 +67 = 1,8150 + 67 = 337,00 Н/мм 2
[ σ]н2 = КХЛ  [σ]н02 = 1337,00 = 337,00 Н/мм 2
3.3. Определяем допускаемую напряженность изгиба [σ]F , Н/мм 2
[σ]F01 = 1,03 НВ1 = 1,03170 = 175,00 Н/мм 2
[σ]F1 = KHL  [σ]F01 = 1 170,00 = 170,00 Н/мм 2
[σ]F02 = 1,03 НВ2 = 1,03150 = 154,50 Н/мм 2
[σ]F2 = КХЛ  [σ]F02 = 1154,50= 154,50 Н/мм 2

Механические характеристики материалов цилиндрической

Элемент
передачи передача Марка
материала Dпред Термообработка
НВ σв σТ σ-1 [σ]F [σ]н
Спред Н/мм 2
Шестерня Сталь 40Х 200 Улучше-ние 170 790 640 375 175 373
Колесо 125 150 154,5 337
4. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ.
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ

4.1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние аw ,мм:
аw >Kа(u+1) KНβ =
= 49,5(5 + 1) 1 = 214,08 мм
где Kа= 49,5 – вспомогательный коэффициент
KНβ = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба
= 0,3 – коэффициент наклона венца
полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего числа по таблице. 13.15. и принимаем
aw = 220 мм.
4.2. Определяем модуль зацепления т, мм:
т > мм.
где = 6,8 – вспомогательный коэффициент
– делительный диаметр колеса, мм

– ширина венца колеса, мм.
мм.
Полученное значение округляем до стандартного в большую сторону
t = 1,5 мм.
4.3. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

4.4. Определяем число зубьев шестерни:

Округляем до целого числа и принимаем =49
4.5. Определяем число зубьев колеса:
= – =293-49 =244
4.6. Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение ∆ uф от заданного и:
uф= ; ∆u = 100% < 3,36%
uф= 4,9 ; ∆u = 2 <3,36%
4.7. Определяем фактическое значение межосевого расстояния aw , мм:
aw = мм.
4.8. Определяем фактические основные геометрические размеры передачи, мм.
а) Основные размеры шестерни:
делительный диаметр
d1 = тz1 /cosβ = 1,549/1 =73,5 мм.
диаметр вершины зубьев
da1 = d1 + 2т = 73,5 +21,5 = 76,5 мм.
диаметр впадин зубьев
df1 = d1 – 2,4т = 73,5 – 2,41,5 = 69,9 мм.
ширина вентца
b1 = b2 + (2…4) = 66 + (2…4) = 68…70 мм.
по таб. 13.15. в полученный интервал входит значение b1 = 70 мм.
б) Основные размеры колеса:
делительный диаметр
d2 = тz2 /cosβ = 1,5244/1 = 366 мм.
диаметр вершины зубьев
da2 = d2 + 2т = 366 +21,5 = 369 мм.
диаметр впадин зубьев
df2 = d2 – 2,4т = 366 – 2,41,5 = 362,4 мм.
ширина вентца
мм.
по таб. 13.15. в полученный интервал входит значение b2 = 66 мм.

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ
4.9. Проверяем межосевое расстояние aw, мм:
аw = (d1 + d2 )/2 = (76,5+366)/2 = 220 мм.
4.10. Проверяем контактные напряжения , Н/мм 2 :
,
где К = 436 – вспомогательный коэффициент
– окружная сила в зацеплении, Н;
= 2Т210 3 /d2 = 23191000/366 = 1743,16 Н.
=1 – коэффициент учета нагрузки между зубьями в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи
м/с.
= 1,05 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колеса и степени передачи (табл. 4.3.).

464,73 < 499
условие честности т.к. недогрузка 3,5% не рассчитывается допустимой 10%.
4.11. Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм 2:
= ,
= ,
где =1 – коэффициент зависимости нагрузки между зубьями;

=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся колес.
=1,13 – коэффициент динамической нагрузки, определяющий от окружной скорости колёс и степени передачи (табл. 4.3.).
и – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса
определяются в зависимости от числа зубьев z1 и z2 :

= 3,65 = 3,63
=1 – коэффициент рассмотрения наклона зуба
= ,
условие прочности производительности < , недогрузка 52%
= ,
Условие эффективности эффективности < , недогрузка 56%

Параметры круглой передачи
Проектный расчет
Параметр Параметр
Угол наклона
зубьев β 0 Межосевое расстояние aw 220 Значение
модуля
зацепления т 1,5 Диаметры делительной окружности:
шестерни d1
колеса d2

73,5
366
Ширина зубчатого венца:
шестерни b1
колеса b2

70
66
Число зубьев:
шестерни z1
колеса z2
49
244 Диаметр окружности вершины:
шестерни dа1
колеса dа2

76,5
369
Видьев прямозубая Диаметр окружностей впадин:
шестерни df1
колеса df2

69,9
362,4
Проверочный расчетный
параметр Допускаемые значения Расчетные значения Примечание
Контактные напряжения ,
Н/мм 2 499,00 325 3,5%
Напряжения изгиба, Н/мм 2
267,80 147,1 56%

247,20 146,3 52%
5. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ

5.1. Определяем диаметр ведущей шкивы d1 , мм:
d1 = (35…70) = 98…196 мм.
где = 2,8 – защита ремня, мм.
принимаем
d1 = 100 мм.
5.2. Определяем диаметр ведомого шкива d2 , мм:
d2 = d1uоп(1 – ) = 1002,6(1 -0,01) = 257,4 мм.
где =0,01…0,02 – коэффициент скольжения.
полученное значение округляем по таб. К40. до стандартного ближайшего числа и принимается:
d2 = 250 мм.
5.3. Определяем фактическое передаточное число if и проверяем его отклонение ∆if от заданного и:
uф = ; ∆u = % < 3%:
uф = 2,62 ; ∆u = =0,73%
5.4. Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:
а > 1,5(d1 + d2) = 1,5(100 + 260) = 540 мм.
5.5. Определяем расчетную длину ремня l , мм:
l = =
= =1657,05
округляем до стандартного ближайшего числа по таб. К31.
л = 1700 мм.
5.6. Уточняем значение межосевого расстояния по длине длины а , мм:
а = =
=
= 561,7 мм.
5.7. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива , класс:

5.8. Определяем скорость ремня , м/с:
м/с < ,
= 35 м/с – допустимая скорость.
5.9. Определение скорости пробегов ремня U, с -1:
U = /l = 3,661000/1700 = 2,15 < [U ],
где [U ]= 15 с -1 – допускаемая частота пробегов.
5.10. Определяем окружную силу, управленческую ремнем Ft , Н:
Ft = = 611,1 Н.
5.11. Определяем допускаемую удельную окружную силу , Н/мм 2 :
=
= [0,9]10,951,030,81,130,85 = 0,68 Н/мм 2 .
где – допускаемая приведенная удельная окружная сила, Н/мм 2 :Определяется по табл. 5.1. интерполированием в зависимости от диаметра ведущей шкивы d1.
С – вкладка «Поправочные коэффициенты». 5.2.
5.12. Определяем внешний вид ремня b , мм.
320,9 мм.
по таб. 13.15. принимаем b = 321 мм.

5.13. Определяем площадь поперечного сечения ремня А, мм2.
А = b = 2,8321 = 898 мм2.

5.14. Определим силу начального натяжения F0 , Н.
F0 = А = 8982 = 1796 Н.
где , Н/мм 2 – предварительное напряжение табл. 5.1.
5.15. Определим силу натяжения поводка F1 и ведомой F2 ремня ремня, Н:
Н;
Н;
5.16. Определяем силу давления ремня на вал Fоп, Н:
3539,31Н.

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ
5.17. Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущих ветвей, Н/мм 2 :
,
где а) – напряжение напряжения, Н/мм 2 :
2,34 Н/мм 2
б) – изгиб напряжения, Н/мм 2 :
4,8 Н/мм 2 .
здесь = 80…100 мм 2 – модуль длинной упругости при изгибе для прорезиненных ремней.
в) – напряжение от центробежных сил, Н/мм 2 :
0,015 Н/мм 2
где = 1000…1200 кг/м 3 – мягкий материал ремня.
,
Условие надежности.

Параметры плоскоременной передачи, мм

Параметр Значение Параметр Значение
Тип ремня Плоский Частота пробега ремня U, 1/с 2,15
Межосевое расстояние а 561,7 Диаметр ведущего шкива d2 , мм. 100
Толщина ремня, мм 2,8 Диаметр ведомого ремня d2, мм 260
Ширина ремня b, мм 321 Максимальное напряжение, Н/мм 2 7,15
Длина ремня l, мм 1700 Предварительное натяжение ремня F0, Н 1796
Угол обхвата ремня шкива, град .
163,55 Сила давления ремня на вал Fоп , Н 3539,31

6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

6.1. Определим силу блокировки закрытых передач.
а) на шестерни:
окружная
Ft1 = Ft2 = 1594,24 Н.
радиальная
Fr1 = Fr2 = 580,26 Н.
б) на колесе:
окружная
Ft2 = = 1743,16 Н.
радиальная
Fr2 = = 634,45 Н.
где = 20 – угол зацепления.
6.2. Определяем консольные силы.
3592 Н.
ФМ = 2232,57 Н.

7. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

7.1. Выбираем материал для валов.
сталь 40ХН по табл. 3.1.
термообработка – Улучшение
твердости заготовки – 235…262 НВ
предел прочности – σв = 790 Н/мм 2
предел текучести – σТ = 640 Н/мм 2
предел выносливости – σ-1 = 375 Н/мм 2 .
7.2. Выбираем допускаемые напряжения на кручение
[ ] = 10 – для быстроходного вала
[ ] = 20 – для тихоходного вала
7.3. Определяем геометрические параметры ступеней валов.
а) вал – шестерня круглая
под шкив
мм.
здесь Мк = Т1 – крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу.
полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.
d1 = 34 мм.
l1 = (1,2…1,5)d1 = (1,2…1,5)34 = 40,8…51,0 мм.
по таб. 13.15. принимаем
L1 = 46 мм.
l3 – Определен графически на эскизной компоновке.
L3 = мм.
подшипник
d4=d2=55 мм.
L4 = B + c = 21 +2=23 мм.
полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.
L4 = 23 мм.
L2 = 1,5d2 = 1,555 = 82,5 мм

упорная или под резьбу
d5 = d3 +3f = 67,8 мм.
где f = 2 – ориентировочная величина фаски ступицы.
полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего
стандартного числа.
d5 = 68 мм.
L5 – определение графическое.
L5 = мм.
7.4. Предварительно выбираем подшипники качения.
а) для вала шестерни круглой
Роликовые конические однорядные
Средняя широкая серия 7607 ГОСТ 27365-87
d=35, D=80, T=33,0, b=31, c=27, r=2,5, r1=0,8, Сr=76,0 кН, C0r = = 61,5 кН, е = 0,296, Y = 2,026, Y0 = 1,114
б) для колес
Радиальные шариковые однорядные
Легкая серия 210 ГОСТ 8338-75
d = 50, D = 90, B = 20, r = 2, Сr = 35,1 кН, C0r = 19,8 кН,
под уплотнение крышки с отверстием и подшипником
d2 = d1 + 2t = 39мм.
где t = 2,5 – высота буртика
полученное значение округляем по таб. К27 до стандартного числа
d2 = 40 мм.
l2 = 1,5d2 = 1,540 = 60 мм
по табл. 13.15. принимаем
l2 = 53 мм.
под шестерню
d3 = d2 + 3,2r = 40 + 3,22,5 = 48 мм
где r = 2,5 – координаты фаски подшипника.
полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.
d3 = 48 мм.
l3 – Определен графически на эскизной компоновке.
L3 = мм.
Подшипник
d4 = d2 = 40 мм.
L4 = Т + с = 33 +1,5 = 34,6 мм.
полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.
L4 = 34 мм.

Рис.7.1. Эскиз быстроходного вала

б) вал колеса
под полумуфту
мм.

здесь Мк = Т2 – крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу.
Полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа – d1 = 44 мм.
l1 = (1…1,5)d1 = (1…1,5)44 = 44…66 мм.
по таб. 13.15. принимаем
l1 = 52 мм.
под уплотнение крышки с отверстием и подшипником
d2 = d1 + 2t = 44 + 22,8 = 49,6 мм.
где t = 2,8 – высота буртика
полученное значение округляем по таб. К27 до стандартного числа
d2 = 50 мм.
l2 = 1,25d2 = 1,2550 = 62,5 мм
по табл. 13.15. принимаем
l2 = 63 мм.
под колесо
d3 = d2 + 3,2r = 50 + 3,22,5 = 58 мм
где r = 2,5 – координата фаски подшипника.
полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.
d3 = 58 мм.

Рис.7.2. Эскизхода тихого вала

Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники

Вал
Сталь 40Х
σ-1 = 380 Н/мм 2
σТ = 630 Н/мм 2
σв = 800 Н/мм 2 Размеры ступеней, мм Подшипники
d1 d2 d3 d4 Типо-
размер dDB(T) Динами-ческая
грузоподъ-ёмность
Сr ,кН Статическая
грузо-
подъём-ность
C0r ,кН
l1 l2 l3 l4
Быстроход-ный 34 55 63 55 Роликовые
конические
7607 358033 76,0 61,5
46 60 – 34
Тихоходный 44 50 58 55 Радиальные
шариковые
209 458519 35,1 19,8
52 63 – 22

8. РАЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

8.1. Определение подшипников (быстроходный вал).
Построение эпиюра изгибающих и крутых моментов.
Дано: Ft1 = 1594,24 Н, Fr1 = 580, 26 Н, Fоп = 3592 Н, d1 = 76,5 мм, Lб = 112 мм, Lоп = 73 мм.
Горизонтальная плоскость.
а) Определяем опорные состояния, Н:

Ft1  Lб /2 + RDX  Lб =0
Н.

Н.
Проверка:

797,12 – 1594,24 + 797,12 = 0
б) Строим эпиюру изгибающих моментов относительно оси Y.

Нм.

Вертикальная плоскость.
а) Определение опорных состояний, Н:

Н.

Н.
Проверка

– 3592 + 6223 – 2051 – 580,26 = 0

б) Строим эпиюру изгибающих моментов относительно оси X.

Нм.

= -3592129 + 622356 = -114 Нм.
Нм.

Строим эпюру крутого момента, Нм.
Нм.
Определяем общие радиальные явления, Н.
Н.
Н.
5. Определяем общий изгибающий момент в размерах размеров.
Нм.
Нм.

8.2. Определение напряжения в подшипниках (тихоходный вал).
Построение эпиюра изгибающих и крутых моментов.
Дано: Ft2 = 1743,16, Fr2 = 634,45, Fм = 2232,57, d2 = 366 мм, LТ = 110, LМ = 114,5
Горизонтальная плоскость.
а) Определение опорных состояний, Н.

Проверка

-3195,48 + 1743,16 + 3685 – 2232,57 = 0
б) Строим эпиюру изгибающих моментов относительно оси Y.

Нм.

= -3195,48110 + 1743,1655 = -255 Нм.

Вертикальная плоскость.
а) Определение опорных состояний, Н.

Fr2  LT /2 + RBУ  LТ = 0

Н.

Fr2  LT /2 + RАУ  LТ = 0
Н.
Проверка

-317,2 + 635,45 – 317,2 = 0
б) строим эпиюру изгиба моментов относительно оси X.

Нм.
Нм.

Строим эпюру крутого момента, Нм.
Нм.
Определяем общие радиальные явления, Н.
Н.
Н.
5. Определяем общий изгибающий момент в размерах размеров.
Нм.
Нм.

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ

9.1. Проверяем точность подшипников 7608 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора, работающего с умеренными колебаниями.
Частота подключения колец подшипника n1 = 270 об/мин.
Реакции в подшипниках R1 = 6273,8 Н, R2 = 2200,45 Н.
Характеристика подшипников: Сr = 76,0 кН, Х = 0,4 , е = 0,296, Y = 2,026, V = 1, Кб = 1,3, КТ = 1, а1 = 1, а23 = 0,7.
Требуемая опора подшипника Lh = 35000 ч.
Подшипники установлены по образцу распора.
а) Определяем составляющие радиальных составляющих:
Rs1 = 0,83 еRr1 = 0,830,2966273,8 = 865,09 Н.
Rs2 = 0,83 eRr2 = 0,830,2962200 = 234,05 Н.
б) Определяем осевые нагрузки подшипников (табл. 9.6.). Так как Rs1 < Rs2 , то
Ra1 = Ra2 = Rs2 = 865,09 Н.
в) Определяем отношения:

г) По соотношению > e и < e выбираем соответствующие формулы для определения RE :
RE1 = ( XVRr1 + YRa1 )КбКТ =
= (0,41952,68 + 2,026865,09)1 ,31 = 2773,88 Н.
РЭ2 = ВРр2КбКТ = 13521,211,31 = 4577,57 Н.
г) Определим динамическую грузоподъёмность по большему результату эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.
е) Определяемся с подшипником
.

9.2. Проверяем точность подшипников 210 тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора, работающего умеренными колебаниями.
Частота передачи колец подшипника n = 53,6 об/мин.
Реакции в подшипниках R1 = 1947,16 Н, R2 = 2053,48 Н.
Характеристика подшипников: Сr = 33,2 кН, C0r = 18,6 кН, Х = 0,56, V = 1, Кб = 1,3, КТ = 1, а1 = 1, а23 = 0,7.
Требуемая опора подшипника Lh = 35000 ч.
Подшипники установлены по образцу распора.
а) Определяем отношение

б) Определяем отношение

в) По соотношению < е выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника.
РЕ = ВРр1КбКТ = 11947,161,31 = 2531,31 Н.
г) Определяем динамическую грузоподъёмность:

Подшипник пригоден.
д) Определяем состояние подшипника
.

10. ВЫБОР МУФТ

10.1. Определяем расчетный момент
Тр = Кр  Т2 = 1,5319 = 478,00 Нм.
Кр = 1,5 – коэффициент режима табл. 26.10.
10.2. Выбираем номинальный момент исхода из условий
Тр < Т
Т = 315 Нм
. Выбираем упругую муфту с торообразной оболочкой 315-1-45-1-У2 ГОСТ 20884-93

Рис 8.1. Муфта упругая с торообразной оболочкой
Размеры муфты: Материал полумуфт — Ст3 (ГОСТ 380–71); упругой прочностью материала — резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм2.

11. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОК

где: – площадь смятия, мм2 .
= (0,94h – t1 )lp
где t1 – глубина паза,
lp – рабочая длина шпонки.
Принимаем = 120 Н/мм2.
так как привод при работе умеренных колебаний, то снижаем на 20%
= 1200,8 = 96 Н/мм2 .
11.1. Проверяем шпонку на быстроходном валу под шкивом
Шпонка 8728 ГОСТ 23360-78
lp = 28 – 8 = 20 мм.
= (0,947 – 4)20 = 51,6 мм2 .

Условие превосходства, шпонка подходит.
11.2. Проверяем шпонку на тихоходном валу под муфтой.
Шпонка 14945 ГОСТ 23360-78
lp = 45 – 14 = 31 мм.
= (0,949 – 5,5)31 = 91,76 мм2 .

Условие превосходства, шпонка подходит.
11.3. Проверяем шпонку на тихоходном валу под колесом.
Шпонка 14936 ГОСТ 23360-78
lp = 36 – 14 = 22 мм.
= (0,949 – 5,5)22 = 65,12 мм2 .

Условие превосходства, шпонка подходит.

12. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

12.1. Быстроходный вал
Условие прочности
S [ S ]
Принимаем [ S ]= 1,6
Определяем источник напряжения в опасных ситуациях:
Концентрация напряжений на второй ступени:
– посадка подшипника с натягом;
– ступенчатый переход галтелью.
а) посадка подшипника с натягом
интерполированием таб. 11.2. находим

б) ступенчатый переход галтелью
t = (d3 – d2)/2 = (60 – 50)/2 = 5; r = 2

Кd = 0,73
1,94/0,73 = 2,66
Величина опасности концентратор – посадка подшипника с натягом.
Определяем напряжение в сечениях вала, Н/мм2 .
а) Нормальное напряжение
Н/мм2.
где – осевой момент сопротивления сечения вала, мм3.
мм3 .
б) касательные напряжения
Н/мм2 .
где – полярный момент инерции.
= 0,2 8575 мм3 .
3. Определим коэффициенты масс нормальных и касательных напряжений для расчета сечения вала:

где = 1 – коэффициент общей шероховатости по табл. 11.4.
Интерполированием по таб. 11.2. находим
4. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2 .
Н/мм2 .
=380 предел выносливости задачи 7.
Н/мм2 .
– предел выносливости
= 0,58 = 0,58380 = 220,4 Н/мм2 .
5. Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Н/мм2.
Н/мм2 .
6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасных ситуациях:

Условие прочности.
12.2. Тихоходный вал.
1. Определение источника напряжения в опасных ситуациях:
Концентрация напряжений на второй ступени:
– посадка подшипника с натягом;
– ступенчатый переход галтелью.
а) посадка подшипника с натягом.
Интерполированием таб. 11.2. находим
б) ступенчатый переход галтелью
t = (d3 – d2)/2 = (56 – 45)/2 = 5,5; r = 2,5
Кd =
1,94/0,693 = 2,80
Максимальный опасный концентратор – посадка подшипника с натягом.
2, Определение напряжения в сечениях вала, Н/мм2.
а) Нормальное напряжение
Н/мм2.
где – осевой момент сопротивления сечения вала, мм3.
мм3 .
б) касательные напряжения
Н/мм2 .
где – полярный момент инерции.
= 0,2 18225 мм3 .
3. Определим коэффициенты масс нормальных и касательных напряжений для расчета сечения вала:

где = 1 – коэффициент общей шероховатости по табл. 11.4.
Интерполированием по таб. 11.2. находим
4. Определяем границы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2

Н/мм2 .
=380 предел выносливости задачи 7.
Н/мм2 .
– предел выносливости
= 0,58 = 0,58380 = 220,4 Н/мм2 .
5. Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Н/мм2.
Н/мм2 .
6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасных ситуациях:

Условие прочности.

13. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МАССЫ И ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ РЕДУКТОРА

13.1. Определяем увеличение редуктора:

где = – коэффициент зависимости, определяемый по рис. 12.1., в зависимости от межосевого расстояния aw ,
= 7,4 кг/м3 – свечения чугуна;
V – условный редуктор объёма.
V = LBH =378298366=41227704 мм3 .
m = 0,437,41034122770410-9=131,2 кг.

13.2. Определим критерии уровня технического редуктора:
Технический уровень редуктора
Тип редуктора Масса
т, кг Момент
Т2, Нм Критерий

Вывод
Цилиндрический
одноступенчатый 131,2 185,33 0,71 Технический уровень очень низкий, редуктор морально устарел.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. А.Е.Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа, 1999. – 432 с.
2. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 2000.
3. Детали машин и основы проектирования: Учебное пособие/ под ред.М.Н.Ерохин. – М.: Колос С, 2004. – 462 с.
4. Д.В.Чернилевский. Проектирование приводов технологического оборудования: Учеб.пособие. – 3-е изд., испр. – М.: Машиностроение, 2003. – 560 с.
5. В.Г.Клоков. Расчет и проектирование деталей передач, в 2-х ч. Ч 2: Учебное пособие для выполнения курса.проекта по деталям машин. – М.: МГИУ, 2001. – 55 с.
6. Расчет зубчатых передач: Учеб.пособие для выполнения курсового проекта. В 2-х ч. Ч.1. – М.: МГИУ, 2000. – 52 с.
7. В.И. Анурьев. Справочник конструктора машиностроителя. Том2 – М.: Машиностроение, 200. – 900 с.