Проектирование привода ленточного конвейера на основе двухступенчатого редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Литературный обзор

2. Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя

3. Расчет внешней цепной передачи

4. Расчет внешней клиноременной передачи

5. Расчет внутренних передач

6. Расчет корпуса редуктора

7. Проектный расчет валов

8. Подбор подшипников качения

9. Проверка шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Назначение посадок деталей

12. Выбор способа смазки и смазочных материалов

13. Порядок сборки редуктора

Заключение

Список использованных источников

Введение

В основе работы большинства машин и механизмов лежит преобразование параметров и кинематических характеристик движения выходных элементов по отношению к входным. Наиболее распространенным механизмом для решения данной задачи является редуктор, который представляет систему зубчатых передач выполненных в герметично закрытом корпусе.

Заданием данного курсового проекта является рассчитать и спроектировать привод ленточного конвейера на основе двухступенчатого редуктора. Схема привода приведена на рисунке 2.1. В привод электродвигателя входит: 1 - электродвигатель; 2 - редуктор; 3 - поликлиноремённая передача; 4 - цепная передача; 5 - плита (рама); I, II, III, IV, V - обозначения валов. Обобщенная схема механического привода рабочей машины включает в себя двигатель, передаточный механизм и рабочую машину. И поскольку угловые скорости вала двигателя и ведущего вала рабочей машины, как правило, не равны между собой, для согласования в механическом приводе применяется передаточный механизм, состоящий из набора механических передач.

Редуктор представляет собой механизм, который соединяется с двигателем и рабочей машиной муфтами или открытыми механическими передачами. В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса.

Редуктор предназначен для снижения угловой скорости вращения и увеличения вращающего момента. От работоспособности и ресурса редукторов во многом зависит обеспечение требуемых функциональных параметров и надежности машины в целом. Неправильный выбор редуктора может привести к значительным экономическим потерям из-за внеплановых простоев, увеличения ремонтных затрат и т. д.

1. Литературный обзор

Назначение и область применения ленточных конвейеров

Ленточные конвейеры являются наиболее распространенным устройством непрерывного транспорта в промышленности, в сельском хозяйстве, на строительстве и прочее. Они служат как для разнородных сыпучих, так и для штучных грузов [1].

В настоящее время применительно к разнообразным условиям эксплуатации разработаны ленточные конвейеры многих типов и конструкций.

Ленточные конвейеры применяются для перемещения в горизонтальном и пологонаклонном направлениях самых разнообразных насыпных и штучных грузов. Они применяются для надземного транспорта угля и породы в угледобывающей промышленности; для транспорта руды, угля, кокса и флюсов в металлургии; на топливоподачах электростанций; для распределения и уборки земли в литейных цехах машиностроительных заводов; для транспорта всевозможных зерновых и мучных продуктов на складах и элеваторах; при механизации транспорта земляных и строительных работ; для межоперационного транспорта изделий в приборостроительной, радиотехнической, легкой и пищевой промышленности.

Достоинства и недостатки ленточных конвейеров

Значительные достоинства ленточных конвейеров, такие как значительная длина транспортирования, высокая производительность, простота конструкции, малая масса, надежность в работе, удобство в эксплуатации. Относительно небольшой расход энергии, хорошая приспосабливаемость к рельефу местности: обеспечили им весьма широкое распространение во всех отраслях промышленности.

Такое широкое распространение ленточные конвейеры получили вследствие широкого диапазона производительности от 10 до 20000 т/час, большой длины бесперегрузочного транспортирования до 3,5 км.

К недостаткам ленточных конвейеров следует отнести дороговизну и дефицитность конвейерной ленты, относительно малую ее долговечность, влияние температуры окружающей среды на долговечность конвейерной ленты, что заставляет вводить ограничения применения ленточных конвейеров при низких и высоких температурах, а так же пыление при транспортировки легкосыпучих грузов и рассыпание груза вдоль трассы конвейера [2].

Классификация ленточных конвейеров

По назначению - общего назначения стационарные и передвижные.

По виду грузов - для сыпучих грузов, для скальных, а так же для штучных грузов.

По расположению несущей ветви ленты - с верхней несущей ветвью (большинство конвейеров), с нижней несущей ветвью, с двумя несущими ветвями.

По типу ленты - с гладкой прорезиненной лентой, с рифленой прорезиненной лентой (для повышенных углов наклона).

По числу приводов - одноприводные и многоприводные.

По углу наклона конвейера - горизонтальные, наклонные (до 20 %), крутонаклонные (специальные до 45 %).

По виду трассы - прямолинейные, криволинейные в профиле [3].

Приводы ленточного конвейера

В ленточном конвейере передача движущей силы на ленту происходит трением при огибание лентой приводного барабана, получающего вращения от двигателя.

Однобарабанный привод является наиболее прочным и надежным, однако из-за сравнительно малого угла обхвата барабана лентой его тяговых способностей не хватает для длинных и тяжелых конвейеров.

Достоинство двухбарабанного привода - большой угол обхвата; его недостатки - сложность конструкции, возможность проскальзывания ленты на приводных барабанах, а отсюда ускоренный износ ленты и снижение надежности работы привода. Двухбарабанные приводы целесообразны только для длинных и тяжелогрузных конвейеров [2].

2. Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя [4]

Кинематическая схема привода представлена на рисунке 2.1, которая состоит: 1 - электродвигатель; 2 - редуктор; 3 - поликлиноремённая передача; 4 - цепная передача; 5 - плита (рама); I, II, III, IV, V - обозначения валов.

Рисунок 2.1 - Схема привода

Исходные данные

тяговое усилие ленты F=2 кН;

скорость ленты =1,5 м/с;

диаметр барабана D=300 мм.

Определим требуемую мощность рабочей машины

(2.1)

где F - тяговая сила, кН;

- линейная скорость, м/с.

Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода ленточного конвейера

(2.2)

где - общий КПД привода;

- КПД поликлиноременной передачи,

- КПД цилиндрической косозубой передачи,

- КПД открытой цепной передачи,

- КПД подшипников качения,

Подставим числовые значения

Определим требуемую мощность двигателя

(2.3)

подставим числовые значения

Определим номинальную мощность двигателя

(2.4)

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью 4 кВт (данные о двигателях приведены в таблице 2.1).

Таблица 2.1 - Характеристики двигателей

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность	Частота вращения, об/мин
			синхронная	при номинальном режиме,
1 2 3 4	4АМ132S8У3 4АМ112МВ6У3 4АМ100L4У3 4АМ100S2У3	4 4 4 4	750 1000 1500 3000	720 950 1430 2880

Двигатели с большой частотой вращения (асинхронной 3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (асинхронными 750 об/мин) весьма металлоемки, поэтому их применение нежелательно без особой необходимости. Выбираем двигатели 2 и 3 вариантов.

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины ()

(2.5)

где D - диаметр барабана, мм;

- скорость тягового органа, м/с.

Подставим числовые значения

Определим фактическое передаточное число привода u

(2.6)

Подставим числовые значения

Производим разбивку передаточного отношения, примем передаточное число цепной передачи , поликлиноременной передачи .

(2.7)

где - передаточное число редуктора.

Подставляем числовые значения

Таблица 2.2 - Результаты расчета

Передаточное число	Варианты
	2	3
Привода	9,94	14,97
Поликлиноременной передачи	2	2
Цепной передачи	2	2
Редуктора	2,48	3,74

Из данных вариантов предпочтительнее 3 вариант.

Определим максимальное отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины

 (2.8)

где =4 % - допускаемое отклонение скорости приводного вала рабочей машины.

Подставим числовые значения

Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины

(2.9)

примем =+1,05 об/мин.

Подставим числовые значения

Определим фактическое передаточное число привода

(2.10)

Подставим числовые значения

Определим передаточное число редуктора

(2.11)

Подставим числовые значения

Таким образом выбираем двигатель 4АМ100L4У3 ( ); передаточные числа: привода u=14,8, редуктора цепной передачи , поликлиноременной передачи .

Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность вала электродвигателя Рдв=4 кВт.

Определим мощность на I валу

(2.12)

Определим мощность на II валу

(2.13)

Определим мощность на III валу

(2.14)

Определим мощность на IV валу

(2.15)

Определим мощность выходного вала

(2.16)

Частота вращения вала электродвигателя nном=1430 об/мин.

Определим частоту вращения I вала

n1=nном; (2.17)

n1=1430 об/мин.

Определим частоту вращения II вала

(2.18)

Определим частоту вращения III вала

(2.19)

Определим частоту вращения IV вала

(2.20)



Определим частоту вращения выходного вала

(2.21)

Определим угловую скорость вала электродвигателя

(2.22)

Подставим числовые значения

рад/с.

Определим угловую скорость I вала

(2.23)

рад/с. Определим угловую скорость II вала

(2.24)

Определим угловую скорость III вала

 (2.25)

Определим угловую скорость IV вала

(2.26)

Определим угловую скорость V вала

(2.27)

Определим вращающий момент вала электродвигателя

(2.28)

Подставим числовые значения

Определим вращающий момент I вала

(2.29)



Определим вращающий момент II вала

(2.30)

Определим вращающий момент III вала

(2.31)

Определим вращающий момент IV вала

(2.32)

Определим вращающий момент V вала

(2.33)

3. Расчет внешней цепной передачи

Проектный расчет [4]

Определим шаг цепи

 (3.1)

где - число зубьев ведущей звездочки;

- вращающий момент на ведущей звездочке, Н·м;

- допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм2;

- число рядов цепи;

- коэффициент эксплуатации, который определим по формуле

(3.2)

где - коэффициент динамичности нагрузки, ;

- коэффициент способа смазывания, ;

- коэффициент положения передачи, ;

- коэффициент регулировки межосевого расстояния, ;

- коэффициент режима работы, .

Определим число зубьев ведущей звездочки

(3.3)

где - передаточное число цепной передачи, .

Подставляем значения

Допускаемое давление в шарнирах примем .

Подставляем значения в формулу 3.1



Примем p=25,4 мм.

Определим число зубьев ведомой звездочки

(3.4)

Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение Дu от заданного u

(3.5)

(3.6)

Определим оптимальное межосевое расстояние

(3.7)

Найдем межосевое расстояние в шагах

 (3.8)

Определяем число звеньев цепи

(3.9)

Примем

Уточним межосевое расстояние в шагах

; (3.10)

Определим фактическое межосевое расстояние

(3.11)

Примем, что ведомая ветвь цепи провисает на

Уменьшение действительного межосевого расстояния имеет следующий вид

Определим монтажное межосевое расстояние

(3.12)

Определим длину цепи

(3.13)

Определим диаметр делительной окружности ведущей и ведомой звездочек

(3.14), (3.15)

Подставим числовые значения

Определим диаметр окружности выступов ведущей и ведомой звездочек

 (3.16)

(3.17)

где - коэффициент высоты зуба, ;

- коэффициент числа зуба;

- геометрическая характеристика зацепления.

Коэффициенты числа зубьев определяются по формулам

(3.18)

(3.19)

Определим геометрическую характеристику зацепления

(3.20)

где - диаметр ролика шарика цепи, примем

Подставим формулы 3.18, 3.19 и 3.20 в формулы 3.16 и 3.17

(3.21)

 (3.22)

Подставим числовые значения

Определим диаметр окружности впадин ведущей и ведомой звездочек

(3.23)

(3.24)

Подставим числовые значения

Проверочный расчет передачи

Проверим частоту вращения меньшей звездочки

(3.25)

где - частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин;

- допускаемая частота вращения, .

Условие 3.25 выполняется.

Проверим число ударов цепи о зубья звездочек

(3.26)

где U - расчетное число ударов цепи;

- допускаемое число ударов.

Определим расчетное число ударов цепи

(3.27)

Определим допускаемое число ударов

(3.28)

Сравним полученные значения

Условие 3.26 выполняется. Определим фактическую скорость цепи

 (3.29)

Определим окружную силу, передаваемую цепью

(3.30)

где - мощность на ведущей звездочке, кВт.

Проверим давление в шарнирах цепи

(3.31)

где А - площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2.

Определим площадь проекции опорной поверхности шарнира

(3.32)

где - диаметр валика цепи,

- ширина внутреннего венца цепи,

Подставим 3.32 в формулу 3.31

(3.33)



Сравним давление в шарнирах с допустимым давлением

Условие 3.31 выполняется.

Проверим прочность цепи. Прочность цепи удовлетворяется соотношением

(3.34)

где - расчетный коэффициент запаса прочности;

- допустимый коэффициент запаса прочности,

Определим расчетный коэффициент запаса прочности

(3.35)

где - разрушающая нагрузка цепи;

- окружная сила;

- коэффициент, учитывающий характер нагрузки.

Определим предварительное натяжение цепи

(3.36)

где - коэффициент провисания, для горизонтальных передач примем

- масса 1 м цепи, примем кг;

- межосевое расстояние, м;

- ускорение свободного падения, м/с2;

- натяжение цепи от центробежных сил, Н.

Определим натяжение цепи от центробежных сил

(3.37)

где v - фактическая скорость цепи, примем v=0,762 м/с.

Подставим числовые значения

Подставим значения в 3.36

Подставим значения в 3.35

Сравним расчетный коэффициент запаса прочности с допускаемым

Условие 3.34 выполняется.

Определим силу давления цепи на вал

(3.38)

где - коэффициент нагрузки вала, примем

Все условия прочности выполняются.

4. Расчет внешней поликлиноременной передачи

Проектный расчет [4]

Выбор сечения ремня производим по монограмме в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, P1, кВт, равной номинальной мощности двигателя, Рном, кВт, и его частоты вращения n1, об/мин, равной номинальной частоте вращения двигателя nном.

Выбираем ремень нормального сечения А.

Определим минимально допустимый диаметр ведущего шкива в зависимости от вращающего момента на валу двигателя ТI=26,72 Н·м и выбранного сечения ремня (А)

dmin=80 мм.

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива

d1=90 мм.

Определим диаметр ведомого шкива

d2=d1·u(1-о), (4.1)

где о -коэффициент скольжения, о=0,01,

d2=90·2· (1-0,01)=178,2 мм.

Округляем полученное значение до ближайшего по стандартному ряду,

примем d2=180 мм.

Определим фактическое передаточное число

(4.2)



Проверим отклонение Дu фактического передаточного числа от заданного

uф= (4.3)

Определим ориентировочное межосевое расстояние

а?0,55(d1+d2)+H, (4.4)

где H-высота сечения поликлинового ремня, H=9,5 мм,

а?0,55(90+180)+9,5=158 мм.

Определим расчетную длину ремня l

. (4.5)

Подставим значения

Значение l округлим до ближайшего стандартного, примем l=800 мм.

Уточним межосевое расстояние по стандартной длине

(4.6)



Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива

; (4.7)

.

Определим скорость ремня

, (4.8)

где [v]-допускаемая скорость поликлиноременной передачи, [v]=40 м/с,

Определим частоту пробегов ремня

, (4.9)

где [U]=30 c-1-допускаемая частота пробегов.

U=

Соотношение U ? [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 ч.

Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

, (4.10)

где [P0]-допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним поликлиновым ремнем с десятью клиньями, кВт. [P0]=5,5;

Cp -коэффициент динамичности нагрузки, Cp=0,9;

Cб-коэффициент угла обхвата, Cб=0,92;

Cl-коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой Cl=1.

Определим количество клиньев поликлинового ремня

(4.11)

Определим силу предварительного натяжения ремня

(4.12)

подставим числовые значения

Определим окружную силу, передаваемую поликлиновым ремнем

; (4.13)

Определим силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей

; (4.14)

; (4.15)

Определим силу давления ремней на вал

; (4.16)

Проверочный расчет поликлиноременной передачи

Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви

уmax=у1+уи + уv ? [у]p, (4.17)

где у1-напряжение растяжения;

уи- напряжение изгиба;

ух-напряжение центробежных сил;

[у]p-допускаемое напряжение растяжения, [у]p=10 Н/мм2.

Найдем напряжение растяжения

, (4.18)

где А -площадь сечения ремня.

Определим допускаемую удельную окружную силу [kп]

(4.19)

где - допускаемая приведенная удельная окружная сила;

- поправочные коэффициенты.

Подставим значения

Определим ширину ремня

(4.20)

Примем ширину ремня по стандартному ряду чисел b=280 мм.

Определим площадь поперечного сечения

(4.21)

Подставим значения в 4.18

Найдем напряжение изгиба

, (4.22)

где Еи=80…100 Н/мм2-модуль упругости при изгибе для прорезиненных ремней.

Найдем напряжение центробежных сил

, (4.23)

где с - плотность материала ремня, с=1250…1400 кг/м3.

Проверим выполнение условия прочности

9,6 Н/мм2 < 10 H/мм2.

Условие прочности (4.17) выполняется.

Проверка на прочность поликлинового ремня по максимальным напряжениям в сечение ведущей ветви сходится.

5. Расчет внутренних передач

Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи [4]

При проектирование зубчатых передач рекомендуется выбирать марки сталей таким образом, чтобы разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни НВср1 и колеса НВср2 при твердости материала в передачах с косыми зубьями составляла

Параметры сталей выбранных для изготовления зубчатых колес представлены в таблице 5.1.

Таблица 5.1 - Механические характеристики сталей

Марка стали	Заготовка, мм	Термообработка	Твердость зубьев, НВ	ув	ут	у-1
	Шестерни, Dпред	Колеса, Sпред			Н/мм2
40Х		125	У	235…262	790	640	375
40Х	125		У	269…302	900	750	410

Определим среднюю твердость зубьев шестерни НВср1 и колеса НВср2

(5.1)

(5.2)

Определим допускаемые контактные напряжения [у]H01 и [у]H02, соответствующие пределу контактной выносливости

[у]H01=1,8НВср+67=1,8·285,5+67=580,9 Н/мм2; (5.3)

[у]H02=1,8НВср+67=1,8·248,5+67=514,3 Н/мм2. (5.4)

Определяем допускаемые напряжения изгиба шестерни [у]F01 и колеса [у]F02, соответствующие пределу изгибной выносливости

[у]F01=1,03НВср1; (5.5)

[у]F02=1,03НВср2; (5.6)

[у]F02=1,03·248,5=255,95 Н/мм2.

Определяем срок службы приводного устройства

 (5.7)

где - срок службы привода, лет;

- число смен;

- продолжительность смены.

Из полученного значения следует вычесть примерно 10…25 часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни

Рабочий ресурс привода примем

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни КHL1:

КHL1= (5.8)

где Nн0-число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

N- число циклов перемены напряжений за весь срок службы

N=573·щ·Lh, (5.9)

где щ -угловая скорость соответствующего вала;

Lh -срок службы привода.

Подставляем значения в формулу (5.9)

N=573·74,83·15·103=643163,85·103.

Так как N>NH0, то принимаем КHL=1.

Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни

[у]H1= КHL1 [у]H01; (5.10)

[у]H1=1·580,9=580,9 Н/мм2.

Определим коэффициент долговечности для зубьев колеса КFL2

КНL2=, (5.11)

где NН02-число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NН02=16,5·106;

N2 - число циклов перемены напряжений за весь срок службы, по формуле 5.9

N=573·23,7·15·103=203701,5·103.

Так как N2>NH02, то принимаем КHL2=1.

Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса [у]H2

[у]H2= КHL2 [у]H02; (5.12)

[у]H2=1·328=328 Н/мм2.

Определяем допускаемые напряжения изгиба.

Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни КFL1 и колеса КFL2

КFL1= (5.13)

где NF0-число циклов перемены напряжений, NF0=4·106;

Так как N>NF0 , то принимают КFL=1.

Найдем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [у]F1 и колеса [у]F2

[у]F1= КFL1·[у]F01; (5.14)

[у]F1=1·294=294 Н/мм2.

КFL2=, (5.15)

где NF0-число циклов перемены напряжений, NF0=4·106.

Так как N2>NF02 , то принимают КFL2=1.

Найдем допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса [у]F2

[у]F2= КFL2· [у]H02; (5.16)

[у]F2=1·255,95=255,95 Н/мм2.

Проектный расчет косозубой передачи на II валу

Определим межосевое расстояние

(5.17)

где Ка - вспомогательный коэффициент, Ка=43;

ша - коэффициент ширины венца колеса, ша=0,28;

КНв - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине зуба, КНв=1.

Подставим числовые значения



Примем

Определим модуль зацепления

(5.18)

где Кm - вспомогательный коэффициент, Кm=5,8;

d2 - делительный диаметр колеса

(5.19)

Примем

b2 - ширина венца колеса

(5.20)

Полученные значения подставим в формулу (5.18)

Округляем до стандартного значения из 2 ряда, примем m=2 мм.

Определим угол наклона зубьев в min

; (5.21)

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса

(5.22)

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают в=8…160.

Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубой передачи

; (5.23)

.

Определим число зубьев шестерни

(5.24)

Примем

Определим число зубьев колеса

 (5.25)

Определим фактическое передаточное число

(5.26)

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного

(5.27)

Подставим числовые значения

Определим фактическое межосевое расстояние

(5.28)

Определим делительный диаметр шестерни d1 и колеса d2 по формулам

(5.29)

 (5.30)

Подставим числовые значения

Определим диаметр вершин зубьев шестерни da1 и колеса da2

(5.31)

(5.32)

Подставим числовые значения

Определим диаметр впадин зубьев шестерни df1 и колеса df2

(5.33)

(5.34)

Подставим числовые значения

Определим ширину венца шестерни b1 и колеса b2 по формулам

(5.35)

(5.36)

Подставим числовые значения

Примем b2=30 мм, b1=33 мм.

Проверочный расчет косозубой передачи на II валу

Проверим межосевое расстояние по формуле

(5.37)

Подставим числовые значения

Проверим пригодность заготовок колес по формулам

(5.38)

(5.39)

Определим диаметр заготовки шестерни

(5.40)

Определим толщину диска заготовки колеса

(5.41)

Подставим полученные данные в формулы (5.38), (5.39)

84 мм < 125 мм;

34 мм < 125 мм.

Размеры заготовок пригодны для изготовления.

Проверим контактные напряжения по формуле

(5.42)

где К - вспомогательный коэффициент, К=376; Ft - окружная сила в зацеплении; Определим окружную силу в зацеплении по формуле

(5.43)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

- коэффициент динамической нагрузки, .

Подставим полученные данные в формулу (5.42)

Передача недогружена, недогруз составляет 6 %, что является допустимым.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса по формулам

(5.44)

 (5.45)

где KFб-коэффициент, учитывающий нагрузку между зубьями, KFб=1;

KFv- коэффициент динамической нагрузки, KFv=1,07;

KFв- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, KFв=1;

- коэффициенты формы зуба колеса и шестерни, примем

- коэффициент, учитывающий наклон зуба

(5.46)

Подставим числовые значения в формулы (5.44) и (5.45)

Напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса значительно меньше допустимых значений напряжений, что является допустимым.

Проверка колес сходится как по контактным напряжениям, так и по напряжениям изгиба.

Расчет косозубой передачи второй ступени редуктора

Выбираем материал зубчатой пары колес, одинаковый для шестерни и колеса, но с разными твердостями, так как твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев колеса. Выбираем Сталь 40ХН, термообработка улучшение. Твердость шестерни 300 НВ, Dпред=125 мм, твердость колеса 240 НВ, Sпред=125 мм.

Определим допускаемые контактные напряжения [у]H1 для зубьев шестерни и [у]H2 для зубьев колеса, Н/мм2. Коэффициент долговечности, по формуле 5.1 КHL=1.

Определим допускаемые контактные напряжения [у]H01 и [у]H02, по формуле 5.3 и 5.4

[у]H01=1,8·300+67=607 Н/мм2;

[у]H02=1,8·240+67=499 Н/мм2.

Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [у]H1 и колеса [у]H2, по формулам 5.10 и 5.12

[у]H1=1·607=607 Н/мм2;

[у]H2=1·499=499 Н/мм2.

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [у]H шестерни и колеса, т.е. по менее прочным зубьям, примем [у]H =[у]H2=499 Н/мм2.

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [у]F1 и [у]F2.

Коэффициент долговечности, по формуле 5.13 КFL=1.

Определяем допускаемые напряжения изгиба [у]F01 и [у]F02, по формулам 5.5 и 5.6

[у]F01 =1,03·300=309 Н/мм2;

[у]F02=1,03·240=247,2 Н/мм2.

Найдем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [у]F1 и колеса [у]F2, по формулам 5.14 и 5.15

[у]F1=1·309=309 Н/мм2;

[у]F2=1·247,2=247,2 Н/мм2.

Расчет модуля зацепления для цилиндрических зубчатых передач с косыми зубьями выполняют по меньшему значению [у]F шестерни и колеса, т.е. по менее прочным зубьям, примем [у]F =[у]F2=247,2 Н/мм2.

Проектный расчет передачи

Определим межосевое расстояние, по формуле 5.17

Примем Ка - вспомогательный коэффициент, Ка=43;

ша - коэффициент ширины венца колеса, ша=0,28;

КНв - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине зуба, КНв=1.

Подставим числовые значения

Примем

Определим модуль зацепления, по формуле 5.18

Примем Кm - вспомогательный коэффициент, Кm=5,8;

d2 - делительный диаметр колеса, по формуле 5.18

b2 - ширина венца колеса, по формуле 5.19

Полученные значения подставим в формулу

Округляем до стандартного значения из 2 ряда, примем m=2,5 мм.

Определим угол наклона зубьев в min, по формуле 5.21

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса, по формуле 5.22

Примем

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают в=8…160.

Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубой передачи, по формуле 5.23

.

Определим число зубьев шестерни, по формуле 5.24

Примем

Определим число зубьев колеса, по формуле 5.25

Определим фактическое передаточное число, по формуле 5.26

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного, по формуле 5.27

Определим фактическое межосевое расстояние, по формуле 5.28

Определим делительный диаметр шестерни d1 и колеса d2 по формулам 5.29 и 5.30

Определим диаметр вершин зубьев шестерни da1 и колеса da2, по формулам 5.31 и 5.32

Определим диаметр впадин зубьев шестерни df1 и колеса df2, по формулам 5.33 и 5.34

Определим ширину венца шестерни b1 и колеса b2 по формулам 5.35 и 5.36

Примем b2=50 мм, b1=54 мм.

Проверочный расчет косозубой передачи на II валу

Проверим межосевое расстояние по формуле 5.37

Проверим пригодность заготовок колес по формулам 5.38 и 5.39

Определим диаметр заготовки шестерни, по формуле 5.40

Определим толщину диска заготовки колеса, по формуле 5.41

Подставим полученные данные в формулы (5.38), (5.39)

107,47 мм < 125 мм;

54 мм < 125 мм.

Размеры заготовок пригодны для изготовления.

Проверим контактные напряжения по формуле 5.42

Примем К - вспомогательный коэффициент, К=376;

Ft - окружная сила в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

- коэффициент динамической нагрузки.

Примем

Подставим полученные данные в формулу

Передача недогружена, недогруз составляет 0,9 %, что является допустимым.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса по формулам 5.44 и 5.45

Примем KFб-коэффициент, учитывающий нагрузку между зубьями, KFб=1;

KFv- коэффициент динамической нагрузки, KFv=1;

KFв- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, KFв=1,04;

- коэффициенты формы зуба колеса и шестерни, примем

- коэффициент, учитывающий наклон зуба, по формуле 5.47

Подставим числовые значения в формулы

Напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса значительно меньше допустимых значений напряжений, что является допустимым.

Проверка колес сходится как по контактным напряжениям, так и по напряжениям изгиба.

6. Расчет корпуса редуктора [4]

Корпус редуктора служит для размещения и координации передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а так же восприятия сил, возникающих в зацепление редукторной пары, подшипниках. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов литье из серого чугуна. В нашем случае корпус редуктора сварной. Корпус и крышку редуктора сваривают из элементов, изготовленных из проката. После сварки корпус и крышку редуктора отжигают. Затем производят механическую обработку поверхностей и отверстий деталей.

Конструирование элементов корпуса подчиняется некоторым общим правилам.

Толщину стенок сварного корпуса применяют

(6.1)

где - межосевое расстояние цилиндрической передачи.

Примем

Толщина стенки крышки корпуса редуктора

(6.2)

Принимаем

Определяем толщину верхнего пояса корпуса редуктора

(6.3)



Примем S=14 мм.

Определяем толщину пояса крышки редуктора

(6.4)

Примем S1=14 мм.

Определяем толщину нижнего пояса корпуса редуктора

(6.5)

Определяем толщину ребер жесткости корпуса редуктора

(6.6)

Принимаем С=8 мм.

Определяем диаметр фундаментальных болтов

(6.7)

Определяем ширину нижнего пояса корпуса редуктора

(6.8)



Принимаем

Определяем диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора

(6.9)

Примем

Определяем ширину пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

(6.10)

Ширину пояса k1 назначают на 2…8 мм меньше k, принимаем k1=30 мм.

Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников

(6.11)

Определяем диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору

(6.12)



Определяем диаметры отжимных болтов, который принимаем ориентировочно из диапазона 8…16 мм.

Определяем диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия

(6.13)

Принимаем

Определяем диаметр резьбы пробки

(6.14)

Принимаем

7. Проектный расчет валов [4]

Составляющие полного усилия в зацеплениях передач

Цилиндрическая косозубая передача - быстроходная ступень.

Определяем окружную силу в зацепление

(7.1)

Определим радиальную силу

 (7.2)

где б - угол зацепления, б=20°.

Подставим значения

Осевая сила в зацепление

(7.3)

Цилиндрическая косозубая передача - вторая ступень.

Определяем окружную силу в зацепление

(7.4)

Определим радиальную силу

(7.5)

Осевая сила в зацепление

(7.6)



Определение консольных сил.

Усилия, действующие на вал со стороны поликлиноременной передачи

(7.7)

Усилия, действующие на вал со стороны цепной передачи

(7.8)

Расчет геометрических параметров валов [4]

Определение размеров ступеней вала II

Определим диаметр выходного конца вала II

(7.9)

где Мк=Т - крутящий момент, равный вращающему моменту на валу;

- допускаемое напряжение на изгиб. Принимаем =10 МПа.

Подставляем числовые значения

По ряду Ra 40 принимаем d1=30 мм.

Определим длину выходного конца вала под поликлиноременную передачу

 (7.10)

Подставляем числовые значения

Определим диаметр ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

(7.11)

где t - высота буртика. Принимаем t=2 мм.

Подставляем числовые значения

По ряду Ra 40 принимаем d2=35 мм.

Определим длину ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

(7.12)

Подставляем числовые значения

По ряду Ra 40 принимаем l2=51 мм.

Определим диаметр ступени вала под шестерню

(7.13)

где r - координата фаски подшипника. Принимаем r=2 мм.

Подставляем числовые значения

По ряду Ra 40 принимаем d3=42 мм.

Длину ступени вала под шестерню определим графически.

Определим диаметр ступени вала под подшипник

(7.14)

Подставляем числовые значения

По ряду Ra 40 принимаем d4=35 мм.

Предварительный выбор подшипников: радиальные шариковые однорядные 307 ГОСТ 8338-75: d=35 мм, D=80 мм, В=21 мм, r=2,5 мм, Сr=33,2 кН, СОr=18,0 кН.

Определим длину ступени вала под подшипник

(7.15)

По ряду Ra 40 принимаем l4=23 мм.

Оформляем вал конструктивно, рисунок 7.1.

Рисунок 7.1 - Исходная схема быстроходного вала

Принимаем Сталь 45 термообработка - улучшение, твердость поверхности 235 НВ, твердость сердцевины 262 НВ;

Определение размеров ступеней промежуточного вала

Определяем диаметр ступеней вала.

Под колесо

(7.16)

Принимаем

Буртика колеса

(7.17)

где f - величина фаски ступицы, примем f=1,2 мм.

Примем

Под подшипники

(7.18)

где r - величина фаски подшипника, примем r=2,5 мм.

Примем

Буртика подшипника

(7.19)



Примем

Под распорную втулку

(7.20)

Примем

Длины соответствующих ступеней вала определяются графически.

Для данного вала предварительно принимаем подшипники радиальные однорядные средней серии 307 ГОСТ: d=35 мм, D=80 мм, В=21 мм, r=2,5 мм, Сr=33,2 кН, СОr=18,0 кН.

Рисунок 7.2 - Исходная схема промежуточного вала

Определение размеров ступеней тихоходного вала

Определяем диаметры di и длины li ступеней вала.

Под элемент открытой передачи, по формуле 7.9

Подставим значения

Принимаем

Определим длину выходного конца вала, по формуле 7.10

Принимаем

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник (формулы 7.11 и 7.12).

Подставим значения

Принимаем

Принимаем

Под колесо, по формуле 7.13

Подставим значения

Принимаем

Под подшипник, по формуле 7.14

Подставим значения

Предварительный выбор подшипников: радиальные шариковые однорядные 311 ГОСТ 8338-75: d=55 мм, D=120 мм, В=29 мм, r=3 мм, Сr=71,5 кН, СОr=41,5 кН.

Оформляем вал конструктивно.



Рисунок 7.3 - Исходная схема выходного вала

8. Подбор подшипников качения [4]

Расчет пары подшипников быстроходного вала

Определение реакций в подшипниках

Силы в зацеплении были определены в пункте 7.1.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Длины участков валов определяем графически из эскизной компоновки: a=0,0607 м; b=0,0503 м; c=0,157 м.

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости:

Составляем уравнение равновесия моментов сил относительно точки 2

(8.1)

Подставим числовые значения

Составляем уравнение равновесия моментов сил относительно точки 3



(8.2)

Подставляем числовые значения

Проверка:

Подставляем числовые значения

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X.

Участок 1-2:

(8.3)

Участок 2-3:

(8.4)

Участок 3-4:

(8.5)

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Составляем уравнение равновесия моментов сил относительно точки 2

(8.6)

Подставим числовые значения

Составляем уравнение равновесия моментов сил относительно точки 3

(8.7)

Подставляем числовые значения

Проверка:

Подставляем числовые значения

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y.

Участок 1-2:

(8.8)

Участок 2-3:

(8.9)

Участок 4-3:

(8.10)

Строим эпюру крутящих моментов относительно оси Z:

(8.11)

Определяем суммарные радиальные реакции

 (8.12)

(8.13)

Подставляем числовые значения

Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

(8.14)

Подставим значения

Эпюры изгибающих моментов относительно осей X и Y, эпюра крутящих моментов относительно оси Z представлены на рисунке 8.1.

Рисунок 8.1 - Расчетная схема вала

Проверочный расчет

Определяем осевую нагрузку подшипников

Определяем отношения

Определяем отношения

где

где

Определим расчетную динамическую грузоподъемность

(8.15)

 (8.16)

Определим базовую долговечность

(8.17)

Подставим значения

,

Условие 8.16 выполняется.

Расчет пары подшипников промежуточного вала

Определение реакций в подшипниках

Силы в зацеплении были определены в пункте 7.1.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Длины участков валов определяем графически из эскизной компоновки: a=0,051 м; b=0,075 м; c=0,079 м. Средний делительный диаметр шестерни d1=0,142 м, колеса d2=0,096 м. Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости. Составляем уравнение равновесия моментов сил относительно точки 1

(8.18)

Подставим числовые значения



Составляем уравнение равновесия моментов сил относительно точки 4

(8.19)

Подставляем числовые значения

Проверка:

Подставляем числовые значения

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X.

Участок 1-2:

(8.20)

Участок 2-3:

 (8.21)

Участок 4-3:

(8.22)

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Составляем уравнение равновесия моментов сил относительно точки 1

(8.23)

Подставим числовые значения

Составляем уравнение равновесия моментов сил относительно точки 4

(8.24)

Подставляем числовые значения



Проверка:

Подставляем числовые значения

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y.

Участок 1-2:

(8.25)

Участок 2-3:

(8.26)

Участок 4-3:

(8.27)

Строим эпюру крутящих моментов относительно оси Z:

 (8.28)

Определяем суммарные радиальные реакции, по формулам 8.12 и 8.13, подставляем числовые значения

Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, по формуле 8.14, подставим значения

Эпюры изгибающих моментов относительно осей X и Y, эпюра крутящих моментов относительно оси Z представлены на рисунке 7.3.

Рисунок 8.2 - Расчетная схема вала

Проверочный расчет

Определяем осевую нагрузку подшипников

Определяем отношения

Определяем отношения

где

где

Определим расчетную динамическую грузоподъемность, по формуле 8.15, подставим значения

Проверим выполнение условия 8.16

Определим базовую долговечность, по формуле 8.17, подставим значения



Условие 8.16 выполняется.

Расчет пары подшипников промежуточного вала

Определение реакций в подшипниках

Силы в зацеплении были определены в пункте 7.3.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Длины участков валов определяем графически из эскизной компоновки: a=0,125 м; b=0,08 м; c=0,1 м.

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости.

Составляем уравнение равновесия моментов сил относительно точки 1

(8.29)

Подставим числовые значения

Составляем уравнение равновесия моментов сил относительно точки 3

(8.30)

Подставляем числовые значения



Проверка:

Подставляем числовые значения

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X.

Участок 1-2:

(8.31)

Участок 4-3:

(8.32)

Участок 3-2:

(8.33)

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Составляем уравнение равновесия моментов сил относительно точки 1

(8.34)

Подставим числовые значения

Составляем уравнение равновесия моментов сил относительно точки 3

(8.35)

Подставляем числовые значения

Проверка:

Подставляем числовые значения

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y.

Участок 1-2:

(8.36)



Участок 4-3:

(8.37)

Участок 2-3:

(8.38)

Строим эпюру крутящих моментов относительно оси Z:

(8.39)

Определяем суммарные радиальные реакции, по формулам 8.12 и 8.13, подставляем числовые значения

Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, по формуле 8.14, подставим значения

Эпюры изгибающих моментов относительно осей X и Y, эпюра крутящих моментов относительно оси Z представлены на рисунке 8.3.

Рисунок 8.3 - Расчетная схема вала

Проверочный расчет

Определяем осевую нагрузку подшипников

Определяем отношения



Определяем отношения

где

где

Определим расчетную динамическую грузоподъемность, по формуле 8.15, подставим значения

Проверим выполнение условия 8.16

Определим базовую долговечность, по формуле 8.17, подставим значения

Условие 8.16 выполняется.

9. Проверочный расчет шпоночных соединений

Расчет шпонки под шкив поликлиноременной передачи быстроходного вала

Диаметр вала крутящий момент на валу

Принимаем шпонку: призматическая ГОСТ 23360-78;

Проверяем шпонку по условию прочности

(9.1)

(9.2)

Условие прочности выполняется, шпонка подходит.

Расчет шпонки под колесо быстроходной ступени

Диаметр вала

Принимаем шпонку: призматическая ГОСТ 23360-78;

Определим площадь смятия, по формуле 9.2

Проверяем шпонку на прочность, по условию 9.1.

Условие прочности выполняется, шпонка подходит.

9.3 Расчет шпонки под колесо тихоходной ступени

Диаметр вала

Принимаем шпонку: призматическая ГОСТ 23360-78;

Определим площадь смятия, по формуле 9.2

Проверяем шпонку на прочность, по условию 9.1.

Условие прочности выполняется, шпонка подходит.

10. Уточненный расчет валов [2]

Расчет быстроходного вала

Источниками концентрации напряжений на валу являются сечения 2 и 3. Проверим прочность вала в данных сечениях.

Сечения 2

Определим нормальные напряжения в сечении

(10.1)

где ун - расчетное напряжение изгиба;

М=70,9 Н·м - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала.

Определим осевой момент сопротивления вала

(10.2)

Подставим числовые значения

Подставим значения в формулу (10.1)

Определим касательные напряжения по формуле

(10.3)

Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

(10.4)

(10.5)

где , - эффективные коэффициенты концентраций напряжений, примем ,;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, и ;

- коэффициент влияния шероховатости поверхности, ;

Подставляем значения в формулы (10.4) и (10.5)



Определим пределы выносливости по формулам

(10.6)

(10.7)

где у-1, ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, у-1=410 Н/мм2, ф-1=0,58у-1 Н/мм2.

Подставим значения

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, по формулам

(10.8)

(10.9)

Подставим значения

Определим общий коэффициент запаса прочности

(10.10)

подставим значения

7,07>1,5.

Данное сечение вала удовлетворяет условию прочности.

Так как методика расчета подробно изложена выше, то в последующем результаты расчетов будут приводиться в виде таблиц.

Сечение 3. Результаты представлены в таблице 10.1

Таблица 10.1 - Результаты проверочного расчета

Сечение	уа1, МПа	фа1, МПа	(Kу)D	(Kф)D	(у-1)D	(ф-1)D	Sу	Sф	S	[S]
3	30,76	3,47	3,056	2,772	134,162	85,85	4,36	24,7	4,3	1,5

10.2 Расчет промежуточного вала

Источниками концентрации напряжений на валу являются сечения 2 и шпонка под колесом. Проверим прочность вала в данных сечениях. Результаты расчета приведены в таблице 10.2.

Таблица 10.2 - Результаты проверочного расчета

Сечение	уа1, МПа	фа1, МПа	(Kу)D	(Kф)D	(у-1)D	(ф-1)D	Sу	Sф	S	[S]
2	30,265	5,12	3	2,77	137	86	4,52	16,79	4,36	1,5
шпонка	3,18	6,91	2,9	3	141,4	79,3	44,46	11,47	11,11	1,5

Как видно из результатов таблицы вал удовлетворяет условию прочности.

Расчет промежуточного вала

Источниками концентрации напряжений на валу являются сечения 2 и шпонка под колесом. Проверим прочность вала в данных сечениях. Результаты расчета приведены в таблице 10.3.

привод вал подшипник редуктор

Таблица 10.3 - Результаты проверочного расчета

Сечение	уа1, МПа	фа1, МПа	(Kу)D	(Kф)D	(у-1)D	(ф-1)D	Sу	Sф	S	[S]
2	32,96	12,86	3,77	3,9	109	61	3,3	4,74	2,71	1,5
шпонка	19,04	3,93	3	3,3	137	72,12	7,19	18,35	6,69	1,5

Как видно из результатов таблицы вал удовлетворяет условию прочности.

Сравнивая расчетные коэффициенты запаса прочности с принятым коэффициентом запаса прочности видно, что практически все валы удовлетворяют условию прочности с большим запасом. Это обусловлено, тем, что при проектирование вала номинальный диаметр вала рассчитывался из условия прочности, а все остальные ступени принимаются конструктивно, в результате чего происходит увеличение диаметра вала в разных сечениях.

11. Назначение посадок деталей

Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска K6, а наружные кольца в корпус - на переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска H7.

Для ступици детали, насаживаемой на выходной конец вала и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска g6 и H7/p6.

12. Выбор способа смазки и смазочных материалов

В качестве способа смазки применяем метод окунания колес непосредственно в объем масла.

Для контроля уровня масла применим жезловый маслоуказатель М16x1,5. Способ установки - в крышке редуктора.

Доля данного типа редуктора применим масло И-Г-А-46.

Для слива отработанного масла предусмотрим отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой М20x1,5.

При длительной работе в связи с перегревами масла и воздуха повыается давление внутри корпуса. Для избежание этого нежелательного явления предусмотрим в крышке редуктора отдушину, в виде вкручивающей пробки с отверстиями М12x2.

Подшипники качения быстроходного и промежуточного валов будут смазываться в результате разбрызгивания масла и образования масляного тумана в корпусе редуктора. Подшипники тихоходного вала будут смазываться в непосредственном контакте с объемом масла, так как они погружены в масло на величину половины диаметра шарика.

13. Порядок сборки редуктора

Перед началом сборки установим соответствие имеющихся узлов и деталей, а так же проверим их целостность.

Тщательно очистим внутреннюю полость корпуса от инородных тел, если такие имеются. Сборку производить в соответствие с чертежом общего вида, начиная со сборки узлов и установки их в корпус.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и роликовые радиальные однорядные подшипники, предварительно нагретые в масле.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт бала, затем надевают распорную втулку мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

После этого на валы надевают распорные кольца, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты резиновые армированные.

Собранные валы укладывают основания корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).

Далее ввертывают пробку маслоспускового отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают крышку люка с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку винтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

В курсовом проекте спроектирован привод ленточного конвейера, цилиндрический двухступенчатый редуктор, открытая цепная передача, открытая поликлиноременная передача.

В результате кинематического расчета был выбран электродвигатель 4AM100L4 с номинальной мощностью 4,0 кВт. и номинальной частотой вращения 1430 об/мин, определено передаточное отношение.

При расчете зубчатых передач определен главный параметр - межосевое расстояние, подобран материал и произведен проверочный расчет.

При проведении проектного расчета валов определены геометрические параметры валов, произведен предварительный подбор подшипников и определены реакции в их опорах.

В результате проектного расчета подшипников вычислили динамическую грузоподъемность подшипников и их базовую долговечность. При сравнении этих параметров с базовой грузоподъемностью и требуемой долговечностью определена пригодность подшипников.

Произведены проектный и проверочный расчеты открытых передач.

Подобраны шпонки и назначены посадки деталей.

Назначен способ смазки зубчатого зацепления и подшипников. Смазка осуществляется разбрызгивание масла в полости редуктора. Назначен тип масла И-Г-А-46.

Разработан порядок сборки привода.

Список использованных источников

1. Спиваковский А. О., Дьячков В. К. Транспортирующие машины, М.: Машиностроение, 1968. - 504 с.

2. Александров М. П. Подъемно-транспортные машины: для вузов. М.: Высш. школа, 1979. - 558 с.

3. Дъячков В. К. Машины непрерывного транспорта: Машгиз, 1961. - 364 с.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - Калининград. Янтарный сказ 2003. - 454 с.

Размещено на Allbest.ru