Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Спроектировать привод ленточного транспортера.

Привод включает: электродвигатель -1; муфта -2; одноступенчатый конический редуктор -3; ременная передача -4.

Скорость ленты транспортера, - 0,95.

Диметр барабана, -200.

Схема привода

1. Кинематический и силовой расчет привода

Определяем общий коэффициент полезного действия привода по формуле [1. стр. 29]

_общ = _м*п²_{*з.к.* рем.} = 0,97*0,99²*0,98*0,96=0,894

где _м - КПД муфты (0,97…0,98);

_п - КПД подшипников (0,995) для одной пары;

_зк - КПД зубчатой конической передачи (0,95…0,97);

_рем. - кпд ременной передачи (0,96…0,97) для среднескоростных передач.

Определяем частоту вращения вала барабана исходя из формулы [2. стр.41]

Определяем потребную мощность по формуле [2. стр.42]

Фактическая мощность электродвигателя [2. стр44]

Произведем предварительную разбивку передаточных чисел, по рекомендациям [1;2], по тем соображениям , чтобы габариты передач не были чрезмерно большими, нужно придерживаться некоторых средних значений передаточных чисел по возможности не доводя их до наибольших, допускается лишь в отдельных случаях. Наметим конкретное значения передаточных чисел для открытой передачи, в нашем случае клиноременной передачи постоянным, изменяя передаточные числа редуктора. Из этих соображений назначаем:

· Передаточное число редуктора и плоскоременной передачи по [1. Рис.3.3 и Таблицы 3,5; 3,7] Рекомендуемое значение u_ред.=12…25 и u_прем.=2…4

· Передаточное число для ременной передачи принимаем постоянным u_прем.=2,

Передаточное число для зубчатой цилиндрической передачи (закрытая) принимаем наиболее употребляемое u_цил.=4,0 это есть тихоходная ступень редуктора. По рекомендациям [1, стр.37] u_т=2,5…5.

Передаточное число для закрытой зубчатой конической передачи принимаем u_кон.=3,0. По рекомендации [1, стр.37] u_кон.=2…4

Передаточное число редуктора составляет u_ред.=3,0x4,0=12

Определяем ориентировочную частоту вращения вала эл. двигателя по формуле. подшипник редуктор шестерня

где, - число оборотов выходного вала редуктора, об/мин.

Выбираем эл. двигатель.

Р_дв = 1,5 кВт, частота вращения n=900 об/мин., Модель 4А71В6/900

Определяем общее передаточное число u_общ по формуле [1. стр. 29]:

u_общ = n_дв/_,

где n_дв - число оборотов двигателя, об/мин,

u_общ. = 900/ 35,67 = 25,23 об/мин.

Уточняем u_рем для ременной передачи :

u_рем. = u_общ / u_т * u_к =25,23/3,0*4,0=2,1.

Передаточное число редуктор составляет

u_ред. = u_б* u_т = 4,0*3,0=12

Определяем обороты и моменты на валах привода:

1 вал - вал эд.двигателя(быстроходный вал редуктора):

n₁ = n_дв =955 min^-1 ₁ = = 0,105x955 =100,3 рад/c

T₁ - момент вала двигателя(быстроходного вала редуктора).

T₁ = P_дв/₁ = 1,5x1000/100,3 = 29,02.

вал - тихоходный вал редуктора

n₂ = n₁/u_ред

n₂ = 955/ 4=238,75 об /мин

₂ = 3,142n₂/30 =0,105238,75 =25,07

T₂ = T₁ u_редпзк

T₂ = 29,02 40,99 0,97=111,47

3 вал - выходной вал

n₃ = n₂/u_рем =238,75/2 =119,28 об/мин

₃ = 3,142n₃/30= 0,105119,28=12,48

T₃ = T₂ u_ремрем= 111,472,00,96=214,02

Расчеты сводим в таблицу 1.

Таблица 1.

№	Наименование Ступени	U ступени Передачи	кпд передачи	T вращающ. момент	частота вращения об/мин
1	Электродвигатель 4А 71В6	-	-	T 1 =15,92	900
2	Плоско-ременная Передача	2,1	0,97	T 2=32,32	428
3	Редуктор Коническо-цилиндрический · быстроход · промежуточный · тихоходн. вал	-	-	T 2=32,32	428
		3,0	0,97*0,995	T 3=93,57	142,57
		4,0	0,97*0,995	T 4=355	35,67

2. Проектный расчет конической передачи с прямыми зубьями

Проектный расчет выполняется с подбором материала для прямозубчатых пар по скоростью скольжения в зацеплении.

Ориентировочное значение скорости скольжения в зацеплении быстроходного вала:

Выбираем материал для шестерен и колес, полагая, что уточненная скорость скольжения в зацеплении

^`_s 2 м/с.

Принимаем для шестерен и колес сталь 40Х с закалкой до твердости не менее HRC 45 и не более HRC 50 с последующим шлифованием и , степень точности - 9-ая см. таблицу 4.2 [1]

Базовое число циклов перемены напряжений при режиме работы III таблица 4.2.2 [1]:

N_H0 =10⁷, N_F0 = 10⁶;

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов:

Допускаемое значение контактного напряжения определяем по формуле [1]:

где

- коэффициент долговечности для материалов с однородной структурой ( закалка) [1] таблица 4.7.

- частный коэффициент запаса,

- коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала.

Основные параметры конической зубчатой передачи

Ориентировочное значение внешнего делительного диаметра шестерни определяем по формуле стр.97 [1]:

где - коэффициент зависимости от твердости зубьев шестерни и колеса при Н>350HB

для прямозубых конических передач (прим) таблица 4.33. [1]

Уточняем средней окружной скорость по формуле [1].

Прямозубые конические колеса при , степень точности не грубее 7 .

Уточняем выбранное значение внешнего делительного диаметра шестерни (второе приближение) по формуле стр.102 [1]:

где - коэффициент динамичности нагрузки таблица 4.8 [1];

- относительная ширина колеса принимают, для прямозубый конической передачи .

- коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки, по рис 4.4 [1], шестерня расположена несимметрично относительно опор, весьма жесткий вал, при твердости рабочий поверхности HB>350 и при ,

Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда: Принимаем

Находим предварительное число зубьев шестерни [1] при , , принимаем

Вычисляем число зубьев колеса по формуле

Находим внешний окружной модуль зацепления для прямозубых зубчатых колес по формуле стр.103 [1]:

Принимаем значение модуля

Вычислим основные размеры конической передачи по формуле [1]

а) углы делительных конусов

б) внешнее конусное расстояние

в) максимальная ширина зубчатых венцов колес

Принимаем до целого числа

г) коэффициент смещения инструмента определяем по таблице 4.7 [1] при принимаем

д) внешний делительный диаметр

е) внешний диаметр вершин зубьев

ж) среднее окружной модуль

з) средний делительный диаметр

Проверочный расчет конической зубчатой передачи

Проверим контактные напряжения зубьев шестерни и колеса в конической передачи и определяется по формуле [1, стр.108]:

где - коэффициент принимается в зависимости от , от степени точности (но точность берем на одну степень грубее) и от твердости

-допускаемое контактное напряжения зубьев цилиндр колеса, и составляет с учетом коэффициента долговечности 2082 МПа. см. п.2.15. - коэффициент выбираем по графику рис. 4.4.б. (350>HB) в зависимости от и схемы передачи 1.

Контактные напряжения зубьев шестерни:

Контактные напряжения зубьев колеса

где при

Условие прочности по контактным напряжением выполняется

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса конической передачи:

Зубья колеса и шестерни при изгибе имеют допускаемое значение _F=1029 МПа см. п.2.2.2

где при по рис. 4.8 [1].

при и по рис. 4.9.

.

Условие выносливости на изгиб и на контактную напряжение при расчете коническо-цилиндрической зубчатой выполняется.

Основные силы в зацеплении конической прямозубой зубчатой передачи.

Окружная сила колеса и шестерни

Радиальная сила шестерни и осевая сила колеса.

Радиальная сила колеса и осевая сила шестерни.

3. Проектный расчет валов

Произведем ориентировочный расчет входного, промежуточного и выходного валов.

Расчет ведущего вала (быстроходного)

Допускаемое напряжение на кручение:

_к = 20 МПа (по рекомендациям 20…40 МПа) [1].

Диаметр ведущего вала:

расчетное значение диаметра вала по [1]

где - крутящий момент, равный вращающему моменту на валах, нм

округляем значение диаметра по ГОСТ до 20 мм.

Диаметр под уплотнение и под подшипник:

d_п21 = d_п22 =d₂+2t = 20+2,22 = 24,4 мм;

Здесь t = 2,2 мм, r = 2 мм, f = 1.

Значения d_п1 должны быть кратны 5, поэтому принимаем d_п1 =25 мм

l_п1 = l_п3=1,5 d_п1=1,525=40 мм.

l_п3=В подшипник - определяется графически.

Диаметр вала цилиндрической части :

d_б2 = d_п + 3,2r5 =25+3,22,2=32,07 мм, принимаем d_б2 =34 мм. l _б- определяется по эскизной компоновке.

Расстояние между опорами вала примем равным диаметру колеса, то есть примерно 150 мм.

Длина входного конца вала по [3]:

l_вх=(1,2…1,5) d₂ =1,420=28 мм.

Расчет ведомого (тихоходного) вала

Допускаемое напряжение на кручение:

_к = 20 Н/мм

Диаметр выходного конца ведомого вала :

Принимаем d₄ = 45 мм.

Диаметр под уплотнение и под подшипник:

d_п41=d_п42=d₄+2t=45+22,8=50,6мм=50мм. Здесь (по таблице [1] t =2.5 мм, r = 2,5 мм,

l_п41 = l_п42=1,5 d_п41=1,550=75 мм.

l_п43=В подшипник - определяется графически.

Диаметр буртика вала:

d_б = d_п + 14 = 50 + 14 = 69 мм

Диаметр вала в месте посадки цилиндр колеса:

d_б4 = d_п + 3,2r5 =50+3,23=59,6 мм,

принимаем d_б4 =60 мм

Длина цилиндрической части колеса:

L_к = d_в = 69 мм

Длина ступицы цилиндр колеса и ее диаметр:

l_ст = (1,2......1,8)d_к= 1,5d_к =1,545 =67 мм

d_ст = (1,6......1,8)d_к = 1,78d_к =1,845 = 95 мм

Длина выходного конца вала:

l = 1,0 d₄ = 1,045 = 45 мм

Расчет промежуточного вала

Диаметр вала :

округляем значение диаметра по ГОСТ до 30 мм., отсюда имеем диаметр под подшипник:

d_п21 = d_п22 =d₃ = 30 мм;

l_п31 = l_п32=1,5 d_п1=1,530=45 мм.

l_п3=В подшипник - определяется графически.

Диаметр вала цилиндрической части :

d_б3 = d_п3 + 3,2r5 =30+3,22,0=36,4мм.=38мм.

Подбор подшипников.

.Подбор подшипников для быстроходного вала.

Для быстроходного вала по рекомендациям для конической передачи по [1] примем предварительно подшипники роликовые конические 7205 легкой серии. Схема установки подшипников - враспор. Из таблицы П11 [1] выписываем: d = 25 мм, D = 52 мм, Т = 16,5 мм, e = 0,36 . Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме l_ст.=50 мм Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:

l_П = l_ст + 2Т = 50 + 216.5 = 83 (мм)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

Искомое расстояние l_б равно:

l_б = l_П - 2а = 83 - 210 63 (мм)

Подбор подшипников для промежуточного вала.

Для промежуточного вала так же примем подшипники роликовые конические 7206 легкой серии. Схема установки подшипников - враспор. Из таблицы П11 выписываем: d = 30 мм, D = 62 мм, Т = 21,5 мм, e = 0,365 . Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме l _б = 95 мм Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:

l_П = l_б + 2Т = 95+221.5 =138 (мм)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

l₃ равно:

l₃ = l_П - 2а = 138- 219,6 98 (мм)

Подбор подшипников для тихоходного вала.

Для тихоходного вала примем подшипники роликовые радиальные 2209 средний серии. Схема установки подшипников - с одной фиксирующей опорой. Из таблицы П10 выписываем: d = 45 мм, D = 85 мм, В = 19 мм. Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме l₇ = 95 мм

l_Т = l₇ + В= 95+19 =114 (мм)

4. Расчет ременной передачи

Расчет выполняется по методике [5] стр. 15-24.

Определяем диаметр меньшего шкива D₁ по формуле:

где T₁ - момент вала двигателя.

Округляем по ГОСТ до ближайшего стандартного значения

Выбираем вид сечения ремня в зависимости от минимального диаметра шкива, рекомендуемый D_1min =63 мм.

Определяем скорость и сравниваем с допускаемой скоростью:

V = D₁n₁/60 = 3,140,80900/60 = 3,76 м/с

V <[V]

Условие выполняется

Определяем диаметр большего шкива D₂ и округляем по ГОСТ:

D₂ = u_рем D₁(1-) = 1,61580(1-0,015) = 165,2 мм

где -коэф. упругого скольжения (0,01…0,02) стр. 159 [1].

u_{рем факт} -фактическое значение ременной передачи = 2,1;

Округляем по ГОСТ D₂ = 160 мм, u_{рем. max} = D₂/D₁= 160/80=2

Определяем ориентировочное межосевое расстояние a_рем для ремней:

a_рем 1,5 (D₁+D₂),

a_рем 1,5 (80+160) 360 мм.

Находим угол обхвата ремня :

180⁰-((D₂-D₁)/ a_рем) 57⁰

180-((160-80)/360) 57 = 167⁰

= 167⁰ т.к. 120⁰ условие выполняется.

Определяем максимальную длину ремня L по формуле:

L = 2a_рем +(/2) (D₁+D₂)+(D₂-D₁)²/ 4a_рем

L=2360+(3,14/2) (160+80)+(160-80)²/4360 = 1101,9 мм

Принимаем по ГОСТ ( [1] из стандартных чисел L=1120 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния a_рем по стандартной длине по формуле:

a_рем =

при минимальном размере диаметра шкива:

a_рем = = 369,4 мм.

Определяем частоту пробега ремня U:

с^-1

где -допускаемая частота пробегов =15 с^-1.

Соотношение позволяет срок службы ремня в пределах 5 лет.

Определяем окружную силу , передаваемую ремнем по формуле:

Н.

где - номинальная требуемая мощность двигателя, кВт.

Вычисляем допускаемое удельную окружную силу

где -допускаемая приведенная удельная окружная сила, определяется по [1. таблица 5.1], и составляет 1,1 н/мм

- поправочные коэффициенты см. [1.таблица 5.2.]

=1,11,01,00,981,0=1,08 Н/мм²

Определяем число ремней:

, принимаем Z=3.

Выбираем тип ремней:

Принимаем клиновые нормальные тип «А» b=11 мм, h=8 мм.

Определяем площадь поперечного сечения ремня:

мм²

Определяем силу предварительного натяжения ремня по формуле:

Н.

где - предварительное натяжение ремней принимаем 2 н/м.

Определяем силы натяжения ведущей F ₁и ведомой F₂ ветвей ремня

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определяем силу давления на вал:

Проверочный расчет ремня выполняем по формуле:

где Н/мм².- напряжение растяжения.

Н/мм².- напряжения изгиба. -модуль продольной упругости при изгибе.

Н/мм².- напряжения от центробежных сил,

кг/м²-плотность материала ремня.

Н/мм² -допускаемое напряжение растяжения [2. стр 81]

Условия прочности выполняется

5. Проверочный расчет валов

Проверочный расчет входного вала.

Исходные данные, известные из предыдущих расчетов:

F_t1 = 1467 H;

F_r1 = 515 H;

F_a1 = 115 H;

Fоп=336 Н

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проверка

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Проверка

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

в вертикальной плоскости:

M_Y1 = Fа1D1/2= 11550/2=2875 Нмм

M_Y2 = Fа1D1/2-Fr1l1 = 11550/2-51535=-15150 Нмм

M_Y3 =0

в горизонтальной плоскости:

M_X1 = 0

M_X2 = F_t1 l ₁ = 1467 35 =51345Нмм

M_X3 = 0

M_X4 = -F_ОП L _ОП/ =-336 55 =-18480Нмм

Эпюра крутящих моментов :

M_1к = F_a1 d ₁/2= 11550/2=2875 Нмм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Назначение опасных сечений.

Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Это опасное сечение в точке 2.

Проверка прочности вала в сечении 2.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Суммарный изгибающий момент в сечении 2:

Моменты сопротивления сечения вала-шестерни:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Напряжения изгиба:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Напряжения кручения:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Пределы выносливости материала (таблица 3[5]):

_-1 = 360 МПа;_-1 = 210 МПа.

Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 40ХН:

= 0.15; = 0.1

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для стали 40ХН с пределом прочности В = 820 МПа (по таблице 4[5]):

K = 2.4; K = 1.8

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при d = 40 мм (по таблице 6[5]):

= 0.70; = 0.70

Коэффициент влияния шероховатости поверхности (по таблице 7[5]):

K_F = 1.12

Коэффициент влияния поверхности упрочнения (по таблице 8[3]):

K_V = 1.3

Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости деталей.

по нормальным напряжениям:

Размещено на http://www.allbest.ru/

по касательным напряжениям:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Коэффициент запаса сопротивлению усталости:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проверочный расчет промежуточного вала.

Исходные данные, известные из предыдущих расчетов:

F_t2 =1467 H;

F_r2 = 115 H;

F_a2 =515 H;

F_t3 = 3687 H;

F_r3 = 1341 H;

F_a3=0.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Проверка

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

-

Проверка -

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов в горизонтальной плоскости:

M_Y1 = -F_t225 =-8918 Нмм

M_Y2 =-F_t334 =-143825 Нмм

в вертикальной плоскости:

M_X1 = F_t25 = 9178мм

M_X2 = F_t25 -Fa D₂/2 =2414Hмм

Эпюра крутящих моментов :

M_2к = F_a2 D ₂/2=85297 Нмм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Назначение опасных сечений.

Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Это опасное сечение в точке 3.

Проверка прочности вала в сечении 3.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Суммарный изгибающий момент в сечении 1:

Моменты сопротивления сечения диаметр впадин вала-шестерни промежуточного вала:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Напряжения изгиба:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Напряжения кручения:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Необходимые коэффициенты выбираем по п.5.5.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Коэффициент запаса сопротивлению усталости:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проверочный расчет выходного вала.

Исходные данные, известные из предыдущих расчетов:

F_t4 = 3687 H;

F_r4 = 1341 H;

F_м = T₃ /R_ср= 355/0,095=3776 Н.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов в горизонтальной плоскости:

M_Y1 = -Fm60 =334224 Нмм

M_Y2 =F_r480 =98960 Нмм

в вертикальной плоскости:

M_X1 = Ft30 =1471800Hмм

Эпюра крутящих моментов :

M_2к = F_t4 d ₄/2= 3687192/2=1551215 Нмм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Назначение опасных сечений.

Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Это опасное сечение в точке A.

Проверка прочности вала в сечении A.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Суммарный изгибающий момент в сечении А:

Моменты сопротивления сечения диаметр вала выходного под подшипник диаметр 70 мм.

Напряжения изгиба:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Напряжения кручения:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Необходимые коэффициенты выбираем по п.5.5.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Коэффициент запаса сопротивлению усталости:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

6. Проверка долговечности подшипников

Подшипники для входного вала.

Полные радиальные реакции опор

Н

Расчет ведем для второго подшипника, т.к. реакция опор максимальная, осевые нагрузки при прямой зубчатой цилиндрической передачи практический равна нулю.

Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.91 (по рекомендациям [1])

Рассчитаем приведенную нагрузку подшипника [3, стр.114]

P₁ = (VXF_r1 + YF_a1)K_бK_т , где

K_б = 1.3 - коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [3]);

K_Т = 1.0 - температурный коэффициент (по таблице 6.4 [3]);

Х - коэффициент радиальной нагрузки;

V - коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.

F_{r -} полная радиальная сила

P₁ = (0.41515 +0)1.31.0 = 565 (H)

Ресурс подшипника:

Размещено на http://www.allbest.ru/

m =3.33 - показатель кривой выносливости.

с =19000Н- динамическая нагрузка подшипника входного вала.

n =428 об/мин - частота вращения входного вала.

L_{h тр} = 30000 ч - требуемая долговечность.

L_h1 > L_{h тр} , подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Подшипники для промежуточного вала.

Полные радиальные реакции опор

Н

P₁ = (0.411341 +0)1.31.0 = 1663 (H)

с =32000Н- динамическая нагрузка подшипника входного вала.

n =142 об/мин - частота вращения пром. вала.

Размещено на http://www.allbest.ru/

L_h1 > L_{h тр} , подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

Подшипники для выходного вала.

Полные радиальные реакции опор

Н

P₁ = (0.411341 +0)1.31.0 = 1663 (H)

с =138000Н- динамическая нагрузка подшипника входного вала.

n =35,6 об/мин - частота вращения входного вала.

Размещено на http://www.allbest.ru/

L_h1 > L_{h тр} , подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

7. Расчет элементов корпуса и крышек редуктора

Конструирование корпуса.

Боковые крышки корпуса крепим к корпусу болтами. Диаметры болтов принимаем по формуле:

Размещено на http://www.allbest.ru/

где Т - вращающий момент на тихоходном валу, Нм.

принимаем М12, число болтов z = 4.

Диаметр винтов крепления крышек подшипников по формуле:

Толщина стенки корпуса:

Размещено на http://www.allbest.ru/

принимаем = 7 мм.

Толщины стенок боковых крышек ₁ = 0.9 = 0.97 6 (мм)

Размеры конструктивных элементов корпуса и крышек (габаритные размеры):

Примем Н равным 200 мм.

Диаметр dф болтов для крепления редуктора к плите:

d_ф = 1.25d = 1.2512 = 13 (мм),

Принимаем М14, число болтов - 4.

Диаметр отверстия для болта d₀ = 16 мм (по таблице 11.11 из [4]).

Толщина лапы - 16 мм.

Высота ниши h₀ = 2.5(d_ф + ) = 2.5(14 + 8) = 52 (мм)

Глубина ниши - 24 мм.

Ширина опорной поверхности - 48 мм.

Конструирование стакана и крышек подшипников.

Стаканы и крышки подшипников изготовим из чугуна марки 45. Примем для всех подшипников привертные крышки, которые будем крепить к корпусу редуктора болтами.

8. Расчет шпоночных соединений

Рассчитаем шпоночное соединение для входного вала с ведущим шкивом. Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:

- сечение b h = 6 6 мм;

- фаска 0.3 мм;

- глубина паза вала t₁ = 3.5 мм;

- глубина паза ступицы t₂ = 2.8 мм;

- длина l = 32 мм.

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

Размещено на http://www.allbest.ru/

При чугунной ступице шкива []_см = 70…100 МПа.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Передаваемый момент Т = 32.32 Нм.

см < []см , следовательно, допустимо установить шкив из серого чугуна СЧ20

Рассчитаем шпоночные соединения для выходного вала.

Соединение вал-колесо.

Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:

- сечение b h = 14 9 мм;

- фаска 0.5 мм;

- глубина паза вала t₁ = 5.5 мм;

- глубина паза ступицы t₂ = 3.8 мм;

- длина l = 35 мм.

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

Размещено на http://www.allbest.ru/

При изготовления колеса из стали 45 []_см = 280…320 МПа.

Передаваемый момент Т = 355 Нм.

Размещено на http://www.allbest.ru/

_см < []_см , следовательно, допустимо изготовить колеса из стали 45.

Соединение вала с муфтой.

Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:

- сечение b h = 10 8 мм;

- фаска 0.4 мм;

- глубина паза вала t₁ = 5 мм;

- глубина паза ступицы t₂ = 3.3 мм;

- длина l = 40 мм.

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

Размещено на http://www.allbest.ru/

При чугунной ступице []_см = 70…100 МПа.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Передаваемый момент Т = 355 Нм.

_см < []_см , следовательно, допустимо установить муфту из серого чугуна СЧ20

9. Выбор смазки

Выбор системы и вида смазки.

Скорость скольжения в зацеплении VS = 2 м/с. Контактные напряжения Н = 210 Н/мм. По таблице 2.9 из [1] выберем масло И-Т-Д-110.

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец колеса был в него погружен на глубину hм:

hм max 0.25d = 0.25192 = 48,5 (мм);

hм min = 1.2m = 1.21,5 = 1,8 (мм)

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Объем масляной ванны V = 0.65Pпот = 0.651.5 = 0.985 л.

Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха.

[t_м] - максимально допустимая температура нагрева масла (обычно 75…90C);

- общий кпд редуктора

P₁=1,5 кВт - подводимая мощность а);

К_Т=8…17.5 Вт/(м²С) - коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха) Примем К_Т=14 Вт/(м²С);

t₀ - температура окружающего воздуха, 20С;

A - площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, включая 70% площади поверхности ребер и бобышек, м²

а - межосевое расстояние цилиндр передачи, м;

- коэффициент, учитывающий теплоотвод в раму или плиту (=0.2)

Размещено на http://www.allbest.ru/

t_м < [t_м] , следовательно, редуктор специально охлаждать не надо.

Литература

1. Проектирование механических передач. Учебное пособие по курсовому проектированию. КамГПИ Набережные Челны. 2005г.

2. А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин, М. 1975.

3. В.Н. Анурьев. Справочник конструктора машиностроителя, М 1982.

4. П.Ф. Дунаев. Конструирование узлов и детали машин. М. 1985.

5. К.П. Жуков. Расчет и проектирование деталей машин. М. 1978.

6. С.А. Чернявский. Проектирование механических передач. М. 1976

7. Д.Н. Решетов, Атлас детали машин М.1973.

Размещено на Allbest.ru