Розрахунок зусилля редуктора. Передавальне число

опис програми

Програма написана в Exsel, дуже проста в користуванні і в освоєнні. Розрахунок проводиться за методикою Чернаского.
1. Початкові дані:
1.1. Допустиме контактне напруження, Мпа;
1.2. Прийняте передавальне відношення, U;
1.3. Момент, що обертає на валу шестерні t1, кН * мм;
1.4. Момент, що обертає на валу колеса t2, кН * мм;
1.5. коефіцієнт;
1.6. Коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому відстані.

2. Стандартний окружний модуль, мм:
2.1. допустиме хв;
2.2. Допустиме макс;
2.3 Прийняте по ГОСТ.

3. Розрахунок кількість зубів:
3.1. Прийняте передавальне відношення, u;
3.2. Прийняте міжосьова відстань, мм;
3.3. Прийнятий модуль зачеплення;
3.4. Кількість зубів шестерні (прийняте);
3.5. Кількість зубів колеса (прийняте).

4. Розрахунок діаметрів коліс;
4.1. Розрахунок ділильних діаметрів шестірні і колеса, мм;
4.2. Розрахунок діаметрів вершин зубів, мм.

5. Розрахунок інших параметрів:
5.1. Розрахунок ширини шестерні і колеса, мм;
5.2. Окружна швидкість шестерні.

6. Перевірка контактних напружень;
6.1. Розрахунок контактних напружень, МПа;
6.2. Порівняння з допустимим контактним напруженням.

7. Сили в зачепленні;
7.1. Розрахунок окружний сили, Н;
7.2. Розрахунок радіальної сили, Н;
7.3. Еквівалентну число зубів;

8. Допустима напруга вигину:
8.1. Вибір матеріалу шестерні і колеса;
8.2. Розрахунок допустимого напруги

9. Перевірка по напруженням вигину;
9.1. Розрахунок напруги вигину шестерні і колеса;
9.2. Виконання умов.

Коротка характеристика прямозубой циліндричної передачі

Прямозуба циліндрична передача є найпоширенішою механічної передачею з безпосереднім контактом. Прямозуба передача менш витривала, ніж інші подібні і менш довговічна. У такій передачі при роботі навантажується тільки один зуб, а також створюється вібрація при роботі механізму. За рахунок цього використовувати таку передачу при великих швидкостях неможливо і недоцільно. Термін служби прямозубой циліндричної передачі набагато нижче, ніж інших зубчастих передач (косозубих, шевронні, криволінійні і т.д.). Основними перевагами такої передачі є легкість виготовлення та відсутність осьової сили в опорах, що знижує складність опор редуктора, а відповідно, знижує вартість самого редуктора.

курсова

розрахунок редуктора

Вступ 1.3 Кінематичний розрахунок редуктора 2. Розрахунок закритою черв'ячної передачі 2.1 Вибір матеріалів 2.2 Визначення допустимих напружень 3. Розрахунок ланцюгової передачі 3.1. вибір ланцюга 3.2. Перевірка ланцюга. 3.3. Число ланок ланцюга 3.5. Діаметри ділильних кіл зірочок 3.6. Діаметри зовнішніх кіл зірочок 3.7. Визначення сил, що діють на ланцюг 4. Навантаження валів редуктора 5.1 Вибір матеріалу валів 6. Перевірочний розрахунок валів 6.1 Розрахунок черв'ячного вала 9. Мастило редуктора 10. Вибір і розрахунок муфти

Початкові дані:

Потужність приводу -

Частота обертання вихідного вала -

Ресурс роботи -

Коефіцієнт річного використання -.

Коефіцієнт добового використання -.

Кінематична схема приводу

Вступ

Привід механізму служить для передачі обертання від валу електродвигуна на виконавчий механізм.

1. Визначення вихідних даних до розрахунку редуктора

1.1 Вибір і перевірка електродвигуна

Попередньо визначимо ККД приводу.

У загальному вигляді к.к.д. передачі визначається за формулою:

де - к.к.д. окремих елементів приводу.

Для приводу даної конструкції к.к.д. визначається за формулою:

де - к.к.д. підшипників кочення; ;

К.к.д. черв'ячної передачі; ;

К.к.д. ланцюгової передачі; ;

К.к.д. муфти; .

Розрахуємо необхідну потужність двигуна:

Вибираємо двигун серії АІР з номінальною потужністю Рном \u003d 5,5 кВт, застосувавши для розрахунку чотири варіанти типу двигуна (див. Таблицю 1.1)

Таблиця 1.1

варіант	Тип двигуна	Номінальна потужність Рном, кВт	Частота обертання, об / хв
						синхронна	при номінальному режимі nном
	АІР100 L 2У3	5 ,5	3000	2 850
	АІР 112M4 У3	5 ,5	1500	14 32
	АІР 132S 6У3	5 ,5	1000	9 60
	АІР 132M8 У3	5 ,5

1.2 Визначення передавального числа приводу і його ступенів

Знаходимо загальне передавальне число для кожного з варіантів:

u \u003d n ном / n вих \u003d n ном / 70.

Виробляємо розбивку загального передаточного числа, приймаючи для всіх варіантів передавальне число редуктора uчп \u003d 20:

U рп \u003d u / u зп \u003d u / 20.

Дані розрахунку зводимо в таблицю 1.2

Таблиця 1.2

Передавальне число	варіанти
Загальна для приводу	40 , 7	20 , 5	13,7	10 ,2
плоскопасової передачі	2 , 04	1 , 02	0 , 685	0 , 501
зубчастого редуктора

З розглянутих чотирьох варіантів вибираємо перший (u \u003d 2,04; nном \u003d 3000 об / хв).

1. 3 Кінематичний розрахунок редуктора

Згідно з завданням загальне передавальне число приводу одно:

Частота обертання валу електродвигуна і вхідного вала редуктора.

Частота обертання вихідного валу редуктора

Частота обертання валу транспортера

Відсоток фактичного передавального числа щодо номінального:

Так як при виконується умова, то робимо висновок, що кінематичний розрахунок виконаний задовільно.

Потужності, що передаються окремими частинами приводу:

Кутові швидкості зубчастих коліс:

Обертаючі моменти:

Результати розрахунків зведемо в таблицю 1.3.

Таблиця 1.3

Результати кінематичного розрахунку.

параметри	Вал №1	Вал №2	Вал № 3
	2850	142,5
	4,92	4,091	3, 8
	16,5	274,3	519,8
		2,04
ω, рад / с	298,3	14,915	7,31

Визначимо час роботи приводу:

Годин.

2 . Розрахунок закритою черв'ячної передачі

2.1 вибір матеріалів

Приймаємо для черв'яка сталь 40Х з загартуванням до твердості НRC 45 і подальшим шліфуванням.

Приймемо попередньо швидкість ковзання в зачепленні

М / с.

Для вінця черв'ячного колеса приймаємо бронзу Бр010Ф1Н1 (виливок відцентрова).

Таблиця 2.1

Матеріали зубчастих коліс

	Твердість і термічна обробка	Межа міцності	межа плинності
черв'як	Н RC 45-гарт	900 МПа	750 МПа
колесо	Бр010Ф1Н1 виливок відцентрова	285МПа	1 65 МПа

2.2 Визначення допустимих напружень

Для коліс, виготовлених з матеріалів групи I / 1,c. 31 /:

де, 0,9 для черевиків з твердістю на поверхні витків\u003e 45HRC

МПа

МПа.

Напруга, що допускається на вигин

де T і ВР межі плинності і міцності бронзи при розтягуванні; NFE еквівалентну число циклів навантаження зубців по згинальної витривалості.

Еквівалентну число циклів навантаження:

Розрахунок допустимої напруги на вигин:

2.3 Визначення геометричних параметрів передачі

міжосьова відстань

Приймаємо а w \u003d 160 мм.

Для передавального числаU \u003d 20 приймаємо Z 1 \u003d 2.

Звідки число зубів черв'ячного колесаZ 2 \u003d U · Z 1 \u003d 20 · 2 \u003d 40.

Визначимо модуль зачеплення.

Приймаємо m \u003d 6,3 мм.

Коефіцієнт діаметра черв'якаq \u003d (0,212 ... 0,25) · Z 2 \u003d 8,48 ... 10.

Приймаємо q \u003d 10.

Міжосьова відстань при стандартних значеннях і:

Основні розміри черв'яка:

ділильний діаметр черв'яка

діаметр вершин витків черв'яка

діаметр западин витків черв'яка

довжина нарізаної частини шліфованого черв'яка

приймаємо

ділильний кут підйому витка

Основні розміри вінця черв'ячного колеса:

ділильний діаметр черв'ячного колеса

діаметр вершин зубів черв'ячного колеса

діаметр западин зубів черв'ячного колеса

найбільший діаметр черв'ячного колеса

ширина вінця черв'ячного колеса

2.4 Перевірочні розрахунки передачі по напруженням

Окружна швидкість черв'яка

Перевірка контактної напруги.

Уточнюємо ККД черв'ячної передачі:

Коефіцієнт тертя, кут тертя при даній швидкості ковзання.

За ГОСТ 3675-81 призначаємо 8 ступінь точності передачі.

коефіцієнт динамічності

Коефіцієнт розподілу навантаження:, де коефіцієнт деформації черв'яка, допоміжний коефіцієнт.

Звідси:

коефіцієнт навантаження

Перевіряємо контактне напруження

Перевірка міцності зубів черв'ячного колеса на вигин:

Еквівалентну число зубів

Коефіцієнт форми зуба

Напруга вигину, що нижче обчисленого раніше.

Результати розрахунку заносимо в табл. 2.2.

Таблиця 2.2

параметр	значення	параметр	значення
міжосьова відстань, мм		ККД	0,845
Модуль, мм		ширина вінця черв'ячного колеса, мм
Коефіцієнт діаметра черв'яка q		довжина нарізаної частини шліфованого черв'яка, мм
Ділильний кут підйому витків черв'яка		Діаметри черв'яка, мм:	75,6 47,88
		Діаметри черв'яка, мм:	264,6 236,88

3. Розрахунок ланцюгової передачі.

Таблиця 3.1.

передача
Передавальні відносини	2,04
Крутний момент на провідній зірочці Т23, Нм	2743 00
Крутний момент на відомою зірочці Т4, Нм	5198 00
Кутова швидкість ведучої зірочки, рад / с	14,91 5
Частота обертання веденої зірочки, рад / с	7,31

3.1. Вибір ланцюга.

Вибираємо ланцюг приводний роликовий (по ГОСТ 13568 75) і визначаємо її крок за формулою:

Попередньо обчислюємо величини, що входять в цю формулу:

Момент, що обертає на валу ведучої зірочки

Коефіцієнт K е \u003d k д k а k н k р k см k п;

з джерела / 2 / приймаємо:k д \u003d 1,25 (передача характеризується помірними ударами);

k а \u003d 1 [так як слід прийняти а \u003d (30-50)t];

k н \u003d 1 (при будь-якому нахилі ланцюга);

k р \u003d 1 (регулювання натягу ланцюга автоматичне);

k см \u003d 1,5 (змазування ланцюга періодичне);

k п \u003d 1 (робота в одну зміну).

Отже, Ке \u003d 1,25 1,5=1,875;

Числа зубів зірочок:

провідною z 2 \u003d 1-2  u \u003d 31-2  2,04 \u003d 27

відомою z 3 \u003d 1  u \u003d 27  2,04 \u003d 54;

Середнє значення [p ] Приймаємо орієнтовно по таблиці / 2 /: [p ] \u003d 36МПа; число рядів ланцюгаm \u003d 2;

Знаходимо крок ланцюга

22,24 мм.

По таблиці / 2 / приймаємо найближче більше значенняt \u003d 25,4 мм; проекція опорної поверхні шарніра Аоп \u003d 359 мм Q \u003d 113,4 кН; q \u003d 5,0 кг / м.

3.2. Перевірка ланцюга.

Перевіряємо ланцюг за двома показниками:

За частотою обертання допускається для ланцюга з крокомt \u003d 25,4 мм частота обертання [n 1 ] \u003d 800 об / хв, умоваn 1 [n 1] виконано;

За тиском в шарнірах для даної ланцюга значення [p ] \u003d 29 МПа, а з урахуванням примітки зменшуємо на 15% [p ] \u003d 24,7; розрахунковий тиск:

де

Умова p [p] виконано.

3.3. Число ланок ланцюга.

Визначаємо число ланок ланцюга.

Округляем до парного числаL t \u003d 121.

3.4. Уточнення міжосьової відстані

Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на 0.4%, 1016 0,004 \u003d 4,064 мм.

3.5. Діаметри ділильних кіл зірочок.

3.6. Діаметри зовнішніх кіл зірочок.

тут d 1 діаметр ролика ланцюга: по таблиці / 2 /d 1 \u003d 15,88 мм.

3.7. Визначення сил, що діють на ланцюг.

окружна F t \u003d 2512 Н;

відцентрова F v \u003d qv 2 \u003d 5  1,629 2 \u003d 13,27 Н;

від провисання ланцюгаF f \u003d 9,81 k f qa \u003d 9,81  1,5  5  1,016 \u003d 74,75 H;

3.8. Перевірка коефіцієнта запасу міцності

По таблиці / 2 / [s] \u003d 7,6

Умова s [s] виконано.

Таблиця 3.2. результати розрахунку

Індекс, що розраховується параметр	позначення	розмірність	чисельне значення
1. Міжосьова відстань	А 23	мм	1 016
2. Число зубів ведучої зірочки
3. Число зубів веденої зірочки
6. Діаметр ділильний окружності барабана приводу	d д2	мм	218, 7 9
7. Діаметр ділильного кола веденої зірочки	d Д3	мм	43 6 ,84
9. Діаметр зовнішнього кола ведучої зірочки	D e 2	мм	230,17
10. Діаметр зовнішнього кола веденої зірочки	D e 3	мм	448,96
16. Окружна сила			2512
17. Відцентрова сила			13,27
18. Сила від провисання ланцюга			74 , 75
F п		2661, 5

4. Навантаження валів редуктора

Визначення сил в зачепленні закритої передачі

а) Окружні сили

б) Радіальні сили

в) Осьові сили

Визначення консольних сил

Визначимо сили, що діють з боку відкритої передачі:

З боку муфти

F м \u003d 75  \u003d 75  \u003d 1242 Н.

Силова схема навантаження валів редуктора представлена \u200b\u200bна малюнку 4.1.

Малюнок 4.1. Схема навантаження валів черв'ячного редуктора.

5. Проектний розрахунок. Ескізна компоновка редуктора

5.1 Вибір матеріалу валів

5.2 Вибір допустимих напружень на кручення

Проектний розрахунок виконуємо по напруженням кручення, при цьому приймаємо [к] \u003d 15 ... 25Н / мм 2.

5.3 Визначення геометричних параметрів ступенів валів

Схема до розрахунку представлена \u200b\u200bна рисунку 5.1

Малюнок 5.1 Черв'як.

Діаметр вихідного кінця ведучого вала знаходимо за формулою

мм,

де [τ К ] - допустиме напруження на кручення; [τДо] \u003d 15 МПа.

Погодивши з діаметром вихідного ділянки електродвигуна (d ед \u003d 28 мм) подустановку стандартної муфти, приймаємоd в1 \u003d 30 мм.

де t висота буртика

t (h t 1) +0.5,

h висота шпонки, h \u003d 8 мм

t 1 глибина паза маточини,t 1 \u003d 5 мм, значить t (8 5) +0.5, t 3,5, приймаємо t \u003d 4.

приймаємо

мм, приймаємо 45 мм.

де r радіус заокруглення внутрішнього кільця підшипника,r \u003d 1.5

приймаємо.

Черв'як конструюємо заодно з валом вал-черв'як.

Вал колеса редуктора розраховуємо аналогічно.

Схема до розрахунку вала колеса представлена \u200b\u200bна малюнку 5.2

Малюнок 5.2 Вал колеса

Діаметр вихідного кінця вала

приймаємо

орієнтовне значення діаметра буртика вала:

Висота шпонки h \u003d 10 мм, глибина пазаt 1 \u003d 6 мм,

значить t (10 6) +0.5, t 4,5, приймаємо t \u003d 5.

приймаємо

діаметр вала під підшипники:

мм, приймаємо 70 мм.

– орієнтовне значення діаметра буртика для упора підшипників:

де r \u003d 2 .5

приймаємо

Черв'ячне колесо виповнюється збірним центр з сірого чавуну СЧ-21-40, а зубчастий вінець з бронзи Бр010Ф1Н1. Зубчастий вінець з'єднаний з центром колеса посадкою з натягом і гвинтовим кріпленням.

Визначимо конструктивні елементи центру колеса.

Товщина обода центру колеса.

мм.

Приймаємо мм.

товщина диска центру колеса.

Мм.

Приймаємо мм.

Діаметр центрального отвору центру колеса

Мм.

Зовнішній діаметр маточини колеса

Мм.

Приймаємо мм.

довжина маточини

мм.

Приймаємо мм.

Малюнок 5.3 Конструкція черв'ячного колеса

Визначимо товщину обода для черв'ячного колеса в самому тонкому місці.

Мм.

Приймаємо мм.

Діаметр з'єднання зубчастого вінця з центром колеса

Приймаємо мм.

5.4 Попередній вибір підшипників кочення

Попередньо намічаємо радіальні шарикопідшипники середньої серії за ГОСТ 4338-75; габарити підшипників вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипників d п1 \u003d 45 мм і d п2 \u003d 70 мм.

За каталогом підшипників вибираємо підшипники.

Таблиця 5.1 Характеристики обраних підшипників

Умовне позначення підшипника	Розміри, мм			Вантажопідйомність, кН
					з
7309А
7214А			26,25
				52,7

5.5 Ескізна компонування редуктора

Визначаємо розміри для побудови ескізної компонування.

а) зазор між внутрішньою стінкою корпусу і обертовим колесом:

х \u003d 8 ... 10 мм, приймаємо х \u003d 10 мм.

б) відстань між дном корпусу і черв'ячним колесом:

у \u003d 30 мм

6. Перевірочний розрахунок валів

6.1 Розрахунок черв'ячного вала

6.1.1 Схема навантаження черв'яка

Малюнок 6.1 Схема навантаження ведучого вала

в площині xy

в площині yz

Сумарні згинальні моменти

6.1.2 Уточнений розрахунок валу

Перевіримо правильність визначення діаметра вала в перерізі під черевиками

Для вала приймаємо сталь 45 ГОСТ 1050-88. Термообробка поліпшення НВ 240 ... 255

межі витривалості

d \u003d 45мм

Момент опору перетину

6.1.3 Розрахунок вала на втому

Середня напруга вигину

де, - масштабні чинники,

де згідно табл.

При проточці.

тоді

остаточно отримаємо

6.1.4 Розрахунок підшипників

де: V V \u003d 1 при обертанні внутрішнього кольца.- коефіцієнт безпеки для редукторів всіх конструкцій. - температурний коефіцієнт, при t≤100 ° С

Для опори В як найбільш навантаженої

тоді

так як то X \u003d 1, Y \u003d 0.

6.2. Розрахунок тихохідного вала.

6.2.1 Схема навантаження тихохідного вала

Малюнок 6.2 Схема навантаження тихохідного вала.

в площині x у.

в площині yz

Сумарні згинальні моменти

6.2.2 Уточнений розрахунок валу

Перевіримо правильність визначення діаметра вала в перерізі під черв'ячним колесом

Еквівалентний згинальний момент в перерізі

Для вала приймаємо сталь 45 ГОСТ 1050-88. Термообробка поліпшення НВ 240 ... 255,

межі витривалості

Допустиме напруження згину

де: - масштабний фактор. приd \u003d 70мм

Коефіцієнт запасу міцності. приймаємо

Коефіцієнт концентрації напруги, для шпоночно з'єднання

Момент опору перетину

Напруга в перетині менше допускається, тому остаточно приймаємо діаметр валу в місці установки підшипника.

6.2.3 Розрахунок вала на втому

Приймаємо, що нормальні напруження від вигину змінюються по симетричному циклу, а дотичні від кручення по пульсуючому.

Найбільш небезпечним є перетин в місці розташування черв'яка.

Моменти опору перерізу

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

Амплітуда нормальних напруг вигину

Середня напруга вигину

Коефіцієнти запасу втомної міцності по нормальних і дотичних напруг

де, - масштабні чинники,

Коефіцієнти концентрації напружень з урахуванням впливів шорсткості поверхні.

де згідно табл.

Коефіцієнти впливу шорсткості поверхні

При проточці.

тоді

При відсутності зміцнення вала.

Коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу напружень.

остаточно отримаємо

Так як, то вал досить міцний.

6.2.4 Розрахунок підшипників

Еквівалентну динамічне навантаження підшипника визначимо за формулою:

де:V коефіцієнт обертання кільця.V\u003d 1 при обертанні внутрішнього кільця.

- коефіцієнт безпеки. для редукторів всіх конструкцій.

- температурний коефіцієнт, при t≤100 ° С.

для опориD як найбільш навантаженої

тоді

Так як то X \u003d 1, Y \u003d 0.

Розрахункова довговічність підшипника

Так як термін служби редуктора, то підшипник підібраний правильно.

7. Конструктивна компоновка приводу

Товщина стінки корпусу і кришки

приймаємо

приймаємо

Товщина нижнього пояса (фланця)

Товщина верхнього пояса (фланця)

Товщина нижнього пояса корпуса

Товщина ребер підстави корпусу

Товщина ребер кришки

Діаметр фундаментних болтів

приймаємо

Ширина лапи при установці гвинта з шестигранною головкою

Відстань від осі гвинта до краю лапи

приймаємо

Товщина лапи корпусу

приймаємо

Решта розміри приймаємо конструктивно при побудові креслення.

8. Перевірка шпонкових з'єднань

Розміри шпонок вибираємо, в залежності від діаметра вала

Приймаємо шпонки призматичні з ГОСТ 23360-78. Матеріал шпонок сталь 45 нормалізована. Напруга, що допускається зминання бічній поверхні, довжину шпонки приймаємо на 5 ... 10мм менше довжини маточини.

Умова міцності

З'єднання вала з зубчастим колесом 2, діаметр з'єднання 45мм.

Перетин шпонки, довжина шпонки 40 мм.

Розрахунок інших шпонок в редукторі представимо у вигляді таблиці

Таблиця 8.1 Розрахунок шпонкових з'єднань.

№ вала	Крутить, Нм	dв, мм			L, мм
I	16,5	30	10х8	5	40	12,2
II	274,3	50	16х10	6	80	42,6
II	274,3	80	22х14	9	70	28,6

Таким чином, всі шпонкові з'єднання забезпечують задану міцність і передають крутний момент.

9. Мастило редуктора

Мастило зубчастого зачеплення виробляється зануренням зубчастого колеса в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення коліс приблизно на 15 ... 20мм.

Місткість масляної ванни V, м3 , Визначаємо з розрахунку масла на 1 кВт переданої потужності.

При внутрішніх розмірах корпусу редуктора: У \u003d 415 мм L \u003d 145 мм, визначимо необхідну висоту масла в корпусі редуктора

Приймаємо масло індустріальне Н100А ГОСТ 20799-75.

При окружної швидкості коліс більш 1м / с бризками масла покриваються всі деталі передач і внутрішніх поверхонь стін, що стікають з цих елементів краплі олії потрапляють в підшипники.

10. Вибір і розрахунок муфти

Виходячи з умов роботи даного приводу вибираємо муфту пружну втулочно - пальцеве, з наступними параметрами Т \u003d 125Нм,d \u003d 30мм,D \u003d 120мм,L \u003d 165 мм,l\u003d 82 мм.

Рис 10.1.Ескіз муфти

Граничні зміщення валів:

радіальний;

кутова;

-осьові.

10.1. Перевіряємо на зминання пружні елементи, в припущенні рівномірного розподілу навантаження між пальцями:

,

де - крутний момент, Нм,

- діаметр пальця,

- довжина пружного елемента,

- число пальців, \u003d 6, тому що< 125 Нм

10.2 Розраховуємо на вигин пальці (Сталь 45).

з зазор між напівмуфтами, с \u003d 3 ... 5 мм.

Обрана муфта придатна для використання в даному приводі.

висновок

Електродвигун перетворює електричну енергію в механічну, вал двигуна робить обертовий рух, але число обертів вала двигуна дуже велике для швидкості руху робочого органу. Для зниження числа обертів і збільшення моменту обертання і служить даний редуктор.

В даному курсовому проекті розроблений одноступінчатий черв'ячний редуктор. Мета роботи вивчити основи конструювання і отримати навички інженера-конструктора.

До важливих вимогам проектування відноситься економічність у виготовленні і експлуатації, зручність в обслуговуванні та ремонті, надійність і довговічність редуктора.

У пояснювальній записці виконаний розрахунок необхідний для конструювання приводу механізму.

Список використаних джерел

1. Дунаєв П.Ф. Конструювання вузлів і деталей машин-М .: Вища школа, 2008, - 447 с.

2. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Розрахунок і проектування деталей машін.- Х .: Основа, 2010 - 276 с.

3. Чернавський С.А. Курсове проектування деталей машін.- М .: Машинобудування, 2008, - 416 с.

4. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Учеб посібник для технікумів. М .: Вища. шк., 2010. 432с.

Наявність кінематичної схеми приводу спростить вибір типу редуктора. Конструктивно редуктори поділяються на такі види:

Передавальне число [I]

Передавальне число редуктора розраховується за формулою:

I \u003d N1 / N2

де
N1 - швидкість обертання валу (кількість об / хв) на вході;
N2 - швидкість обертання валу (кількість об / хв) на виході.

Отримане при розрахунках значення округляється до значення, зазначеного в технічних характеристиках конкретного типу редукторів.

Таблиця 2. Діапазон передавальних чисел для різних типів редукторів

ВАЖЛИВО!
Швидкість обертання валу електродвигуна і, відповідно, вхідного вала редуктора не може перевищувати 1500 об / хв. Правило діє для будь-яких типів редукторів, крім циліндричних співвісних зі швидкістю обертання до 3000 об / хв. Цей технічний параметр виробники вказують в зведених характеристиках електричних двигунів.

Крутний момент редуктора

Крутний момент на вихідному валу - крутний момент на вихідному валу. Враховується номінальна потужність, коефіцієнт безпеки [S], розрахункова тривалість експлуатації (10 тисяч годин), ККД редуктора.

Номінальний крутний момент - максимальний крутний момент, що забезпечує безпечну передачу. Його значення розраховується з урахуванням коефіцієнта безпеки - 1 і тривалість експлуатації - 10 тисяч годин.

Максимальний крутний момент (M2max] - максимальний крутний момент, який витримує редуктором при постійній або змінюється навантаженнях, експлуатації з частими пусками / зупинками. Дане значення можна трактувати як моментальну пікове навантаження в режимі роботи обладнання.

Необхідний крутний момент - крутний момент, що задовольняє критеріям замовника. Його значення менше або рівне номінальному моменту, що крутить.

Розрахунковий крутний момент - значення, необхідне для вибору редуктора. Розрахункове значення обчислюється за такою формулою:

Mc2 \u003d Mr2 x Sf ≤ Mn2

де
Mr2 - необхідний крутний момент;
Sf - сервіс-фактор (експлуатаційний коефіцієнт);
Mn2 - номінальний крутний момент.

Експлуатаційний коефіцієнт (сервіс-фактор)

Сервіс-фактор (Sf) розраховується експериментальним методом. У розрахунок приймаються тип навантаження, добова тривалість роботи, кількість пусків / зупинок за годину експлуатації мотор-редуктора. Визначити експлуатаційний коефіцієнт можна, використовуючи дані таблиці 3.

Таблиця 3. Параметри для розрахунку експлуатаційного коефіцієнта

Тип навантаження	К-ть пусків / зупинок, час	Середня тривалість експлуатації, добу
		<2	2-8	9-16h	17-24
Плавний запуск, статичний режим експлуатації, прискорення маси середньої величини	<10	0,75	1	1,25	1,5
	10-50	1	1,25	1,5	1,75
	80-100	1,25	1,5	1,75	2
	100-200	1,5	1,75	2	2,2
Помірне навантаження при запуску, змінний режим, прискорення маси середньої величини	<10	1	1,25	1,5	1,75
	10-50	1,25	1,5	1,75	2
	80-100	1,5	1,75	2	2,2
	100-200	1,75	2	2,2	2,5
Експлуатація при важких навантаженнях, змінний режим, прискорення маси великої величини	<10	1,25	1,5	1,75	2
	10-50	1,5	1,75	2	2,2
	80-100	1,75	2	2,2	2,5
	100-200	2	2,2	2,5	3

потужність приводу

Правильно розрахована потужність приводу допомагає долати механічне опір тертя, що виникає при прямолінійних і обертальних рухах.

Елементарна формула розрахунку потужності [Р] - обчислення співвідношення сили до швидкості.

При обертальних рухах потужність обчислюється як співвідношення крутного моменту до числа оборотів в хвилину:

P \u003d (MxN) / 9550

де
M - крутний момент;
N - кількість обертів / хв.

Вихідна потужність обчислюється за формулою:

P2 \u003d P x Sf

де
P - потужність;
Sf - сервіс-фактор (експлуатаційний коефіцієнт).

ВАЖЛИВО!
Значення вхідної потужності завжди має бути вище значення вихідної потужності, що виправдано втратами при зачепленні:

P1\u003e P2

Не можна робити розрахунки, використовуючи приблизне значення вхідної потужності, так як ККД можуть істотно відрізнятися.

Коефіцієнт корисної дії (ККД)

Розрахунок ККД розглянемо на прикладі черв'ячного редуктора. Він буде дорівнює відношенню механічної вихідної потужності і вхідної потужності:

ñ [%] \u003d (P2 / P1) x 100

де
P2 - вихідна потужність;
P1 - вхідна потужність.

ВАЖЛИВО!
В черв'ячних редукторах P2< P1 всегда, так как в результате трения между червячным колесом и червяком, в уплотнениях и подшипниках часть передаваемой мощности расходуется.

Чим вище передавальне відношення, тим нижче ККД.

На ККД впливає тривалість експлуатації та якість мастильних матеріалів, які використовуються для профілактичного обслуговування мотор-редуктора.

Таблиця 4. ККД черв'ячного одноступінчатого редуктора

Передавальне число	ККД при a w, мм
	40	50	63	80	100	125	160	200	250
8,0	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94	0,95	0,96
10,0	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94	0,95
12,5	0,86	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94
16,0	0,82	0,84	0,86	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93
20,0	0,78	0,81	0,84	0,86	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91
25,0	0,74	0,77	0,80	0,83	0,84	0,85	0,86	0,87	0,89
31,5	0,70	0,73	0,76	0,78	0,81	0,82	0,83	0,84	0,86
40,0	0,65	0,69	0,73	0,75	0,77	0,78	0,80	0,81	0,83
50,0	0,60	0,65	0,69	0,72	0,74	0,75	0,76	0,78	0,80

Таблиця 5. ККД хвильового редуктора

Таблиця 6. ККД зубчастих редукторів

Вибухозахищені виконання мотор-редукторів

Мотор-редуктори даної групи класифікуються за типом ВИБУХОЗАХИСНИХ виконання:

• «Е» - агрегати з підвищеним ступенем захисту. Можуть експлуатуватися в будь-якому режимі роботи, включаючи позаштатні ситуації. Посилений захист запобігає ймовірність займань промислових сумішей і газів.
• «D» - вибухонепроникна оболонка. Корпус агрегатів захищений від деформацій в разі вибуху самого мотор-редуктора. Це досягається за рахунок його конструктивних особливостей і підвищеної герметичності. Устаткування з класом вибухозахисту «D» може застосовуватися в режимах гранично високих температур і з будь-якими групами вибухонебезпечних сумішей.
• «I» - іскробезпечне коло. Даний тип вибухозахисту забезпечує підтримку вибухобезпечного струму в електричній мережі з урахуванням конкретних умов промислового застосування.

показники надійності

Показники надійності мотор-редукторів наведені в таблиці 7. Всі значення наведені для тривалого режиму експлуатації при постійній номінальному навантаженні. Мотор-редуктор повинен забезпечити 90% зазначеного в таблиці ресурсу і в режимі короткочасних перевантажень. Вони виникають при пуску обладнання і перевищенні номінального моменту в два рази, як мінімум.

Таблиця 7. Ресурс валів, підшипників і передач редукторів

З питань розрахунку та придбання мотор редукторів різних типів звертайтеся до наших фахівців. можна ознайомитися з каталогом черв'ячних, циліндричних, планетарних і хвильових мотор-редукторів, які пропонує компанія Техпрівод.

Романов Сергій Анатолійович,
керівник відділу механіки
компанії Техпрівод.

Інші корисні матеріали:

Інженер-конструктор є творцем нової техніки, і рівнем його творчої роботи більшою мірою визначаються темпи науково-технічного прогресу. Діяльність конструктора належить до числа найбільш складних проявів людського розуму. Вирішальна роль успіху при створенні нової техніки визначається тим, що закладено на кресленні конструктора. З розвитком науки і техніки проблемні питання вирішуються з урахуванням все зростаючого числа факторів, які базуються на даних різних наук. При виконанні проекту використовуються математичні моделі, що базуються на теоретичних і експериментальних дослідженнях, що відносяться до об'ємної і контактної міцності, матеріалознавства, теплотехніки, гідравліки, теорії пружності, будівельної механіки. Широко використовуються відомості з курсів опору матеріалів, теоретичної механіки, машинобудівного креслення і т.д. Все це сприяє розвитку самостійності і творчого підходу до поставлених проблем.

При виборі типу редуктора для приводу робочого органу (пристрої) необхідно враховувати безліч факторів, найважливішими з яких є: значення і характер зміни навантаження, необхідна довговічність, надійність, ККД, маса і габаритні розміри, вимоги до рівня шуму, вартість виробу, експлуатаційні витрати.

З усіх видів передач зубчасті передачі мають найменші габарити, масу, вартість і втрати на тертя. Коефіцієнт втрат однієї зубчастої пари при ретельному виконанні і належної мастилі не перевищує зазвичай 0,01. Зубчасті передачі в порівнянні з іншими механічними передачами мають велику надійність в роботі, постійністю передавального відносини через відсутність прослизання, можливістю застосування в широкому діапазоні швидкостей і передавальних відносин. Ці властивості забезпечили велике поширення зубчастих передач; вони застосовуються для потужностей, починаючи від мізерно малих (в приладах) до вимірюваних десятками тисяч кіловат.

До недоліків зубчастих передач можуть бути віднесені вимоги високої точності виготовлення і шум при роботі зі значними швидкостями.

Косозубі колеса застосовують для відповідальних передач при середніх і високих швидкостях. Обсяг їх застосування - понад 30% обсягу застосування всіх циліндричних коліс в машинах; і цей відсоток постійно зростає. Косозубі колеса з твердими поверхнями зубів вимагають підвищеної захисту від забруднень щоб уникнути нерівномірного зносу по довжині контактних ліній і небезпеки викришування.

Однією з цілей виконаного проекту є розвиток інженерного мислення, в тому числі вміння використовувати попередній досвід, моделювати використовуючи аналоги. Для курсового проекту кращі об'єкти, які не тільки добре поширені і мають велике практичне значення, але і не схильні до в доступному для огляду майбутньому морального старіння.

Існують різні типи механічних передач: циліндричні і конічні, з прямими зубами і косозубиє, гіпоїдні, черв'ячні, глобоїдні, одно- і багатопотокові і т.д. Це породжує питання про вибір найбільш раціонального варіанту передачі. При виборі типу передачі керуються показниками, серед яких основними є ККД, габаритні розміри, маса, плавність роботи і вібронагруженность, технологічні вимоги, бажане кількість виробів.

При виборі типів передач, виду зачеплення, механічних характеристик матеріалів необхідно враховувати, що витрати на матеріали становлять значну частину вартості виробу: в редукторах загального призначення - 85%, в дорожніх машинах - 75%, в автомобілях - 10% і т.д.

Пошук шляхів зниження маси проектованих об'єктів є найважливішою передумовою подальшого прогресу, необхідною умовою збереження природних ресурсів. Велика частина вироблюваної в даний час енергії припадає на механічні передачі, тому їх ККД до певної міри визначає експлуатаційні витрати.

Найбільш повно вимоги зниження маси і габаритних розмірів задовольняє привід з використанням електродвигуна і редуктора з зовнішнім зачепленням.

Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

За табл. 1.1 приймемо такі значення ККД:

- для закритої зубчастої циліндричної передачі: h1 \u003d 0,975

- для закритої зубчастої циліндричної передачі: h2 \u003d 0,975

Загальний ККД приводу буде:

h \u003d h1 · ... · hn · hподш. 3 · hмуфти2 \u003d 0,975 · 0,975 · 0,993 · 0,982 \u003d 0,886

де hподш. \u003d 0,99 - ККД одного підшипника.

hмуфти \u003d 0,98 - ККД однієї муфти.

Кутова швидкість на вихідному валу буде:

wвих. \u003d 2 · V / D \u003d 2 · 3 · 103/320 \u003d 18,75 рад / с

Необхідна потужність двигуна буде:

Pтреб. \u003d F · V / h \u003d 3,5 · 3 / 0,886 \u003d 11,851 кВт

У таблиці П. 1 (див. Додаток) по необхідної потужності вибираємо електродвигун 160S4, з синхронною частотою обертання 1500 об / хв, з параметрами: Pдвіг. \u003d 15 кВт і ковзанням 2,3% (ГОСТ 19523-81). Номінальна частота обертання nдвіг. \u003d 1500-1500 · 2,3 / 100 \u003d 1465,5 об / хв, кутова швидкість wдвіг. \u003d P · nдвіг. / 30 \u003d 3,14 · 1465,5 / 30 \u003d 153,467 рад / с.

Oбщее передавальне відношення:

u \u003d wвход. / Wвих. \u003d 153,467 / 18,75 \u003d 8,185

Для передач обрали наступні передавальні числа:

Розраховані частоти і кутові швидкості обертання валів зведені нижче в таблицю:

Потужності на валах:

P1 \u003d Pтреб. · Hподш. · H (муфти 1) \u003d 11,851 · 103 · 0,99 · 0,98 \u003d 11497,84 Вт

P2 \u003d P1 · h1 · hподш. \u003d 11497,84 · 0,975 · 0,99 \u003d 11098,29 Вт

P3 \u003d P2 · h2 · hподш. \u003d 11098,29 · 0,975 · 0,99 \u003d 10393,388 Вт

Обертаючі моменти на валах:

T1 \u003d P1 / w1 \u003d (11497,84 · 103) / 153,467 \u003d 74920,602 Н · мм

T2 \u003d P2 / w2 \u003d (11098,29 · 103) / 48,72 \u003d 227797,414 Н · мм

T3 \u003d P3 / w3 \u003d (10393,388 · 103) / 19,488 \u003d 533322,455 Н · мм

По таблиці П. 1 (див. Додаток підручника Чернавського) обраний електродвигун 160S4, з синхронною частотою обертання 1500 об / хв, з потужністю Pдвіг. \u003d 15 кВт і ковзанням 2,3% (ГОСТ 19523-81). Номінальна частота обертання з урахуванням ковзання nдвіг. \u003d 1465,5 об / хв.

Передавальні числа і ККД передач

Розраховані частоти, кутові швидкості обертання валів і моменти на валах

2. Розрахунок 1-й зубчастої циліндричної передачі

Діаметр маточини: dступ \u003d (1,5 ... 1,8) · dвала \u003d 1,5 · 50 \u003d 75 мм.

Довжина маточини: Lступ \u003d (0,8 ... 1,5) · dвала \u003d 0,8 · 50 \u003d 40 мм \u003d 50 мм.

5.4 Циліндрове колесо 2-й передачі

Діаметр маточини: dступ \u003d (1,5 ... 1,8) · dвала \u003d 1,5 · 65 \u003d 97,5 мм. \u003d 98 мм.

Довжина маточини: Lступ \u003d (0,8 ... 1,5) · dвала \u003d 1 · 65 \u003d 65 мм

Товщина обода: dо \u003d (2,5 ... 4) · mn \u003d 2,5 · 2 \u003d 5 мм.

Так як товщина обода повинна бути не менше 8 мм, то приймаємо dо \u003d 8 мм.

де mn \u003d 2 мм - модуль нормальний.

Товщина диска: С \u003d (0,2 ... 0,3) · b2 \u003d 0,2 · 45 \u003d 9 мм

де b2 \u003d 45 мм - ширина зубчастого вінця.

Товщина ребер: s \u003d 0,8 · C \u003d 0,8 · 9 \u003d 7,2 мм \u003d 7 мм.

Внутрішній діаметр обода:

Dобода \u003d Da2 - 2 · (2 \u200b\u200b· mn + do) \u003d 262 - 2 · (2 \u200b\u200b· 2 + 8) \u003d 238 мм

Діаметр центровий окружності:

DC відп. \u003d 0,5 · (Doбода + dступ.) \u003d 0,5 · (238 + 98) \u003d 168 мм \u003d 169 мм

де Doбода \u003d 238 мм - внутрішній діаметр обода.

Діаметр отворів: Dотв. \u003d Doбода - dступ.) / 4 \u003d (238 - 98) / 4 \u003d 35 мм

Фаска: n \u003d 0,5 · mn \u003d 0,5 · 2 \u003d 1 мм

6. Вибір муфт

6.1 Вибір муфти на вхідному валу приводу

Так як немає необхідності в великих компенсуючих здібностях муфт і, в процесі монтажу і експлуатації дотримується достатня співвісність валів, то можливий підбір муфти пружною з гумовою зірочкою. Муфти мають великий радіальної, кутовий і осьової жорсткістю. Вибір муфти пружною з гумовою зірочкою проводиться в залежності від діаметрів з'єднуються валів, розрахункового переданого крутного моменту і максимально допустимої частоти обертання валу. Діаметри з'єднуються валів:

d (ел. двиг.) \u003d 42 мм;

d (1-го валу) \u003d 36 мм;

Передається крутний момент через муфту:

T \u003d 74,921 Н · м

Розрахунковий передається крутний момент через муфту:

Tр \u003d kр · T \u003d 1,5 · 74,921 \u003d 112,381 Н · м

тут kр \u003d 1,5 - коефіцієнт, що враховує умови експлуатації; значення його наведені в таблиці 11.3.

Частота обертання муфти:

n \u003d 1465,5 об. / хв.

Вибираємо муфту пружну з гумовою зірочкою 250-42-1-36-1-У3 ГОСТ 14084-93 (по табл. К23) Для розрахункового моменту більше 16 Н · м число «променів» зірочки буде 6.

Радіальна сила, з якою муфта пружна з зірочкою діє на вал, дорівнює:

Fм \u003d СDR · Dr,

де: СDR \u003d 1320 Н / мм - радіальна жорсткість даної муфти; Dr \u003d 0,4 мм - радіальний зсув. тоді:

Крутний момент на валу Tкр. \u003d 227797,414 H · мм.

2 перетин

Діаметр вала в даному перетині D \u003d 50 мм. Концентрація напружень обумовлена \u200b\u200bнаявністю двох шпонкових канавок. Ширина шпоночной канавки b \u003d 14 мм, глибина шпоночной канавки t1 \u003d 5,5 мм.

sv \u003d Mізг. / Wнетто \u003d 256626,659 / 9222,261 \u003d 27,827 МПа,

3,142 · 503/32 - 14 · 5,5 · (50 - 5,5) 2/50 \u003d 9222,261 мм 3,

sm \u003d Fa / (p · D2 / 4) \u003d 0 / (3,142 · 502/4) \u003d 0 МПа, Fa \u003d 0 МПа - поздовжня сила,

- ys \u003d 0,2 - див. Стор. 164;

- es \u003d 0,85 - знаходимо по таблиці 8.8;

Ss \u003d 335,4 / ((1,8 / (0,85 · 0,97)) · 27,827 + 0,2 · 0) \u003d 5,521.

tv \u003d tm \u003d tmax / 2 \u003d 0,5 · Tкр. / Wк нетто \u003d 0,5 · 227797,414 / 21494,108 \u003d 5,299 МПа,

3,142 · 503/16 - 14 · 5,5 · (50 - 5,5) 2/50 \u003d 21494,108 мм 3,

де b \u003d 14 мм - ширина паза; t1 \u003d 5,5 мм - глибина паза;

- yt \u003d 0.1 - див. Стор. 166;

- et \u003d 0,73 - знаходимо по таблиці 8.8;

St \u003d 194,532 / ((1,7 / (0,73 · 0,97)) · 5,299 + 0,1 · 5,299) \u003d 14,68.

S \u003d Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 \u003d 5,521 · 14,68 / (5,5212 + 14,682) 1/2 \u003d 5,168

3 перетин

Діаметр вала в даному перетині D \u003d 55 мм. Концентрація напружень обумовлена \u200b\u200bнаявністю двох шпонкових канавок. Ширина шпоночной канавки b \u003d 16 мм, глибина шпоночной канавки t1 \u003d 6 мм.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:

Ss \u003d s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), де:

- амплітуда циклу нормальних напруг:

sv \u003d Mізг. / Wнетто \u003d 187629,063 / 12142,991 \u003d 15,452 МПа,

Wнетто \u003d p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1) 2 / D \u003d

3,142 · 553/32 - 16 · 6 · (55 - 6) 2/55 \u003d 12142,991 мм 3,

- середня напруга циклу нормальних напруг:

sm \u003d Fa / (p · D2 / 4) \u003d 0 / (3,142 · 552/4) \u003d 0 МПа, Fa \u003d 0 МПа - поздовжня сила,

- ys \u003d 0,2 - див. Стор. 164;

- b \u003d 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. Стор. 162;

- ks \u003d 1,8 - знаходимо по таблиці 8.5;

Ss \u003d 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 15,452 + 0,2 · 0) \u003d 9,592.

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням:

St \u003d t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), де:

- амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:

tv \u003d tm \u003d tmax / 2 \u003d 0,5 · Tкр. / Wк нетто \u003d 0,5 · 227797,414 / 28476,818 \u003d 4 МПа,

Wк нетто \u003d p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1) 2 / D \u003d

3,142 · 553/16 - 16 · 6 · (55 - 6) 2/55 \u003d 28476,818 мм 3,

де b \u003d 16 мм - ширина паза; t1 \u003d 6 мм - глибина паза;

- yt \u003d 0.1 - див. Стор. 166;

- b \u003d 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. Стор. 162.

- kt \u003d 1,7 - знаходимо по таблиці 8.5;

St \u003d 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 4 + 0,1 · 4) \u003d 18,679.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

S \u003d Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 \u003d 9,592 · 18,679 / (9,5922 + 18,6792) 1/2 \u003d 8,533

Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] \u003d 2,5. Перетин проходить по міцності.

12.3 Розрахунок 3-го валу

Крутний момент на валу Tкр. \u003d 533322,455 H · мм.

Для цього валу обраний матеріал: сталь 45. Для цього матеріалу:

- межа міцності sb \u003d 780 МПа;

- межа витривалості стали при симетричному циклі вигину

s-1 \u003d 0,43 · sb \u003d 0,43 · 780 \u003d 335,4 МПа;

- межа витривалості стали при симетричному циклі кручення

t-1 \u003d 0,58 · s-1 \u003d 0,58 · 335,4 \u003d 194,532 МПа.

1 перетин

Діаметр вала в даному перетині D \u003d 55 мм. Це перетин при передачі крутного моменту через муфту розраховуємо на кручення. Концентрацію напружень викликає наявність шпоночной канавки.

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням:

St \u003d t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), де:

- амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:

tv \u003d tm \u003d tmax / 2 \u003d 0,5 · Tкр. / Wк нетто \u003d 0,5 · 533322,455 / 30572,237 \u003d 8,722 МПа,

Wк нетто \u003d p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1) 2 / (2 · D) \u003d

3,142 · 553/16 - 16 · 6 · (55 - 6) 2 / (2 · 55) \u003d 30572,237 мм 3

де b \u003d 16 мм - ширина паза; t1 \u003d 6 мм - глибина паза;

- yt \u003d 0.1 - див. Стор. 166;

- b \u003d 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. Стор. 162.

- kt \u003d 1,7 - знаходимо по таблиці 8.5;

- et \u003d 0,7 - знаходимо по таблиці 8.8;

St \u003d 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 8,722 + 0,1 · 8,722) \u003d 8,566.

Радіальна сила муфти, що діє на вал, знайдена в розділі «Вибір муфт» і дорівнює Fмуфт. \u003d 225 Н. Прийнявши у валу довжину посадочної частини дорівнює довжині l \u003d 225 мм, Знаходимо згинальний момент в перерізі:

Mізг. \u003d Tмуфт. · L / 2 \u003d 2160 · 225/2 \u003d 243000 Н · мм.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:

Ss \u003d s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), де:

- амплітуда циклу нормальних напруг:

sv \u003d Mізг. / Wнетто \u003d 73028,93 / 14238,409 \u003d 17,067 МПа,

Wнетто \u003d p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1) 2 / (2 · D) \u003d

3,142 · 553/32 - 16 · 6 · (55 - 6) 2 / (2 · 55) \u003d 14238,409 мм 3,

де b \u003d 16 мм - ширина паза; t1 \u003d 6 мм - глибина паза;

- середня напруга циклу нормальних напруг:

sm \u003d Fa / (p · D2 / 4) \u003d 0 / (3,142 · 552/4) \u003d 0 МПа, де

Fa \u003d 0 МПа - поздовжня сила в перерізі,

- ys \u003d 0,2 - див. Стор. 164;

- b \u003d 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. Стор. 162;

- ks \u003d 1,8 - знаходимо по таблиці 8.5;

- es \u003d 0,82 - знаходимо по таблиці 8.8;

Ss \u003d 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 17,067 + 0,2 · 0) \u003d 8,684.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

S \u003d Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 \u003d 8,684 · 8,566 / (8,6842 + 8,5662) 1/2 \u003d 6,098

Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] \u003d 2,5. Перетин проходить по міцності.

2 перетин

Діаметр вала в даному перетині D \u003d 60 мм. Концентрація напружень обумовлена \u200b\u200bпосадкою підшипника з гарантованим натягом (див. Табл. 8.7).

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:

Ss \u003d s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), де:

- амплітуда циклу нормальних напруг:

sv \u003d Mізг. / Wнетто \u003d 280800 / 21205,75 \u003d 13,242 МПа,

Wнетто \u003d p · D3 / 32 \u003d 3,142 · 603/32 \u003d 21205,75 мм 3

- середня напруга циклу нормальних напруг:

sm \u003d Fa / (p · D2 / 4) \u003d 0 / (3,142 · 602/4) \u003d 0 МПа, Fa \u003d 0 МПа - поздовжня сила,

- ys \u003d 0,2 - див. Стор. 164;

- b \u003d 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. Стор. 162;

- ks / es \u003d 3,102 - знаходимо по таблиці 8.7;

Ss \u003d 335,4 / ((3,102 / 0,97) · 13,242 + 0,2 · 0) \u003d 7,92.

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням:

St \u003d t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), де:

- амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:

tv \u003d tm \u003d tmax / 2 \u003d 0,5 · Tкр. / Wк нетто \u003d 0,5 · 533322,455 / 42411,501 \u003d 6,287 МПа,

Wк нетто \u003d p · D3 / 16 \u003d 3,142 · 603/16 \u003d 42411,501 мм 3

- yt \u003d 0.1 - див. Стор. 166;

- b \u003d 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. Стор. 162.

- kt / et \u003d 2,202 - знаходимо по таблиці 8.7;

St \u003d 194,532 / ((2,202 / 0,97) · 6,287 + 0,1 · 6,287) \u003d 13,055.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

S \u003d Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 \u003d 7,92 · 13,055 / (7,922 + 13,0552) 1/2 \u003d 6,771

Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] \u003d 2,5. Перетин проходить по міцності.

3 перетин

Діаметр вала в даному перетині D \u003d 65 мм. Концентрація напружень обумовлена \u200b\u200bнаявністю двох шпонкових канавок. Ширина шпоночной канавки b \u003d 18 мм, глибина шпоночной канавки t1 \u003d 7 мм.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:

Ss \u003d s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), де:

- амплітуда циклу нормальних напруг:

sv \u003d Mізг. / Wнетто \u003d 392181,848 / 20440,262 \u003d 19,187 МПа,

Wнетто \u003d p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1) 2 / D \u003d 3,142 · 653/32 - 18 · 7 · (65 - 7) 2/65 \u003d 20440,262 мм 3,

- середня напруга циклу нормальних напруг:

sm \u003d Fa / (p · D2 / 4) \u003d 0 / (3,142 · 652/4) \u003d 0 МПа, Fa \u003d 0 МПа - поздовжня сила,

- ys \u003d 0,2 - див. Стор. 164;

- b \u003d 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. Стор. 162;

- ks \u003d 1,8 - знаходимо по таблиці 8.5;

- es \u003d 0,82 - знаходимо по таблиці 8.8;

Ss \u003d 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 19,187 + 0,2 · 0) \u003d 7,724.

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням:

St \u003d t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), де:

- амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:

tv \u003d tm \u003d tmax / 2 \u003d 0,5 · Tкр. / Wк нетто \u003d 0,5 · 533322,455 / 47401,508 \u003d 5,626 МПа,

Wк нетто \u003d p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1) 2 / D \u003d

3,142 · 653/16 - 18 · 7 · (65 - 7) 2/65 \u003d 47401,508 мм 3,

де b \u003d 18 мм - ширина паза; t1 \u003d 7 мм - глибина паза;

- yt \u003d 0.1 - див. Стор. 166;

- b \u003d 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. Стор. 162.

- kt \u003d 1,7 - знаходимо по таблиці 8.5;

- et \u003d 0,7 - знаходимо по таблиці 8.8;

St \u003d 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 5,626 + 0,1 · 5,626) \u003d 13,28.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

S \u003d Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 \u003d 7,724 · 13,28 / (7,7242 + 13,282) 1/2 \u003d 6,677

Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] \u003d 2,5. Перетин проходить по міцності.

13. Тепловий розрахунок редуктора

Для проектованого редуктора площа тепловідводної поверхні А \u003d 0,73 мм 2 (тут враховувалася також площа днища, тому що конструкція опорних лап забезпечує циркуляцію повітря близько днища).

За формулою 10.1 умова роботи редуктора без перегріву при тривалій роботі:

Dt \u003d ТМ - tв \u003d Pтр · (1 - h) / (Kt · A) £,

де РТР \u003d 11,851 кВт - необхідна потужність для роботи приводу; tм - температура масла; tв - температура повітря.

Вважаємо, що забезпечується нормальна циркуляція повітря, і приймаємо коефіцієнт тепловіддачі Kt \u003d 15 Вт / (м2 · oC). тоді:

Dt \u003d 11851 · (1 - 0,886) / (15 · 0,73) \u003d 123,38o\u003e,

де \u003d 50oС - дозволений перепад температур.

Для зменшення Dt слід відповідно збільшити Тепловіддаючим поверхню корпусу редуктора пропорційно відношенню:

Dt / \u003d 123,38 / 50 \u003d 2,468, зробивши корпус ребристим.

14. Вибір сорту масла

Змазування елементів передач редуктора проводиться зануренням нижніх елементів в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення елемента передачі приблизно на 10-20 мм. Обсяг масляної ванни V визначається з розрахунку 0,25 дм3 масла на 1 кВт переданої потужності:

V \u003d 0,25 · 11,851 \u003d 2,963 дм3.

По таблиці 10.8 встановлюємо в'язкість масла. При контактних напругах sH \u003d 515,268 МПа і швидкості v \u003d 2,485 м / с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює 30 · 10-6 м / с2. По таблиці 10.10 приймаємо масло індустріальне І-30А (за ГОСТ 20799-75 *).

Вибираємо для підшипників кочення пластичну мастило УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (див. Табл. 9.14). Камери підшипників заповнюються даної мастилом і періодично поповнюються їй.

15. Вибір посадок

Посадки елементів передач на вали - Н7 / Р6, що по СТ РЕВ 144-75 відповідає легкопрессовой посадці.

Посадки муфт на вали редуктора - Н8 / h8.

Шейки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6.

Решта посадки призначаємо, користуючись даними таблиці 8.11.

16. Технологія складання редуктора

Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостойкой фарбою. Збірку виконується відповідно до креслення загального вигляду редуктора, починаючи з вузлів валів.

На вали закладають шпонки і напресовують елементи передач редуктора. Мазеудержівающіе кільця і \u200b\u200bпідшипники слід насаджувати, попередньо нагрів в маслі до 80-100 градусів за Цельсієм, послідовно з елементами передач. Зібрані вали укладають в основу корпуса редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса. Після цього в підшипникові камери закладають мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок, регулюють тепловий зазор. Перед постановкою наскрізних кришок в проточки закладають повстяні ущільнення, просочені гарячим маслом. Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришку гвинтами. Потім вкручують пробку маслоспускного отвори з прокладкою і жезлових маслоуказателе. Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою, закріплюють кришку болтами. Зібраний редуктор обкатують і випробовують на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.

висновок

При виконанні курсового проекту по «Деталей машин» були закріплені знання, отримані за минулий період навчання в таких дисциплінах як: теоретична механіка, опір матеріалів, матеріалознавство.

Метою даного проекту є проектування приводу ланцюгового конвеєра, який складається як з простих стандартних деталей, так і з деталей, форма і розміри яких визначаються на основі конструкторських, технологічних, економічних та інших нормативів.

В ході вирішення поставленої переді мною завданням, була освоєна методика вибору елементів приводу, отримані навички проектування, що дозволяють забезпечити необхідний технічний рівень, надійність і довгий термін служби механізму.

Досвід і навички, отримані в ході виконання курсового проекту, будуть затребувані при виконанні, як курсових проектів, так і дипломного проекту.

Можна відзначити, що спроектований редуктор володіє хорошими властивостями за всіма показниками.

За результатами розрахунку на контактну витривалість діючі напруги в зачепленні менше допустимих напружень.

За результатами розрахунку по напруженням вигину діючі напруги вигину менше допустимих напружень.

Розрахунок вала показав, що запас міцності більше допустимого.

Необхідна динамічна вантажопідйомність підшипників кочення менше паспортної.

При розрахунку був обраний електродвигун, який задовольняє задані вимоги.

Список використаної літератури

1. Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин І.М., Іцкевич Г.М., Козинці В.П. "Курсове проектування деталей машин": Навчальний посібник для учнів. М.: Машинобудування, 1988 г., 416 с.

2. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. "Конструювання вузлів і деталей машин", М .: Видавничий центр "Академія", 2003 р, 496 c.

3. Шейнбліт А.Є. "Курсове проектування деталей машин": Навчальний посібник, вид. 2-е перераб. і доп. - Калінінград: "Бурштиновий оповідь", 2004 р, 454 c .: іл., Рис. - Б.ц.

4. Березовський Ю.М., Чернілевський Д.В., Петров М.С. "Деталі машин", М .: Машинобудування, 1983 г., 384 c.

5. Боков В.М., Чернілевський Д.В., Будько П.П. "Деталі машин: Атлас конструкцій. М .: Машинобудування, 1983 г., 575 c.

6. Гузенко П.Г., "Деталі машин". 4-е изд. М .: Вища школа, 1986 р, 360 с.

7. Деталі машин: Атлас конструкцій / За ред. Д.Р. Решетова. М .: Машинобудування, 1979 г., 367 с.

8. Дружинін Н.С., Цилбов П.П. Виконання креслень по ЕСКД. М .: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.

9. Кузьмін А.В., Чернин І.М., Козинці Б.П. "Розрахунки деталей машин", 3-е изд. - Мінськ: Вишейшая школа, 1986 р, 402 c.

10. Куклін Н.Г., Кукліна Г.С., «Деталі машин» 3-е изд. М .: Вища школа, 1984 р, 310 c.

11. "Мотор-редуктори і редуктори": Каталог. М .: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.

12. Перель Л.Я. "Підшипники кочення". M .: Машинобудування, 1983 г., 588 c.

13. "Підшипники кочення": Довідник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского і В.Н. Наришкіна. М .: Машинобудування, 1984 р, 280 с.

Завдання на проектування 3

1. Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок приводу 4

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора 6

3. Попередній розрахунок валів редуктора 10

4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА 13

4.1. Конструктивні розміри шестерні і коліс 13

4.2. Конструктивні розміри корпусу редуктора 13

4.3.Компановка редуктора 14

5.ПОДБОР І ПЕРЕВІРКА ДОВГОВІЧНОСТІ підшипників, ОПОРНІ РЕАКЦІЇ 16

5.1. Ведучий вал 16

5.2.Ведомий вал 18

6.ЗАПАС втомну міцність. Уточнений розрахунок валів 22

6.1.Ведущій вал 22

6.2.Ведомий вал: 24

7. Розрахунок шпонок 28

8.ВИБОР СМАЗКИ 28

9.СБОРКА РЕДУКТОРА 29

ЛІТЕРАТУРА 30

Завдання на проектування

Спроектувати одноступінчатий горизонтальний циліндричний косозубий редуктор для приводу до стрічкового конвеєру.

Кінематична схема:

1. Електродвигун.

2. Муфта електродвигуна.

3. Шестерня.

4. Колесо.

5. Муфта барабана.

6. Барабан стрічкового конвеєра.

Технічні вимоги: потужність на барабані конвеєра Р б \u003d 8,2 кВт, частота обертання барабана n б \u003d 200 об / хв.

1. Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок приводу

ККД пари циліндричних зубчастих коліс η з = 0,96; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, η п.к = 0,99; ККД муфти η м = 0,96.

Загальний ККД приводу

η заг =η м 2 ·η п.к 3 ·η з = 0,97 2 · 0,99 3 · 0,96 \u003d 0,876

Потужність на валу барабана Р б \u003d 8,2 кВт, n б \u003d 200 об / хв. Необхідна потужність електродвигуна:

Р дв =
=
= 9.36 кВт

N дв = n б · (2 ... 5) \u003d
\u003d 400 ... 1000 об / хв

Вибираємо електродвигун, виходячи з необхідної потужності Р дв \u003d 9,36 кВт, електродвигун трифазний короткозамкнений серії 4А, закритий, що обдувається, з синхронною частотою обертання 750 об / хв 4А160M6У3, з параметрами Р дв \u003d 11,0 кВт і ковзанням 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номінальна частота обертання двигуна:

n дв \u003d Об / хв.

Передавальне число i= u= n ном / n б = 731/200=3,65

Визначаємо частоти обертання і кутові швидкості на всіх валах приводу:

n дв = n ном = 731 об / хв

n 1 = n дв = 731 об / хв

об / хв

n б = n 2 \u003d 200,30 об / хв

де - частота обертання електродвигуна;

- номінальна частота обертання електродвигуна;

- частота обертання швидкохідного вала;

- частота обертання тихохідного вала;

i= u - передавальне число редуктора;

- кутова швидкість електродвигуна;

кутова швидкість швидкохідного валу;

кутова швидкість тихохідного вала;

кутова швидкість приводного барабана.

Визначаємо потужність і крутний момент на всіх валах приводу:

Р дв \u003d Р треб = 9,36 кВт

Р 1 \u003d Р дв ·η м = 9.36 · 0,97 \u003d 9,07 кВт

Р 2 \u003d Р 1 ·η п.к 2 ·η з = 9,07 · 0,99 2 · 0,96 \u003d 8,53 кВт

Р б \u003d Р 2 · η м ·η п.к = 8.53 · 0,99 · 0,97 \u003d 8,19 кВт

де
- потужність електродвигуна;

- потужність на валу шестерні;

- потужність на валу колеса;

- потужність на валу барабана.

Визначаємо крутний момент електродвигуна і обертаючі моменти на всіх валах приводу:

де - крутний момент електродвигуна;

- крутний момент швидкохідного валу;

- крутний момент тихохідного вала;

- крутний момент приводного барабана.

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Для шестерні і колеса вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками:

Для шестерні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 230;

Для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 200.

Розраховуємо допустимі контактні напруги по формулі:

,

де σ H lim b - межа контактної витривалості при базовому числі циклів;

До HL - коефіцієнт довговічності;

- коефіцієнт безпеки.

Для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів менше НВ 350 і термічною обробкою (покращенням)

σ H lim b = 2НВ + 70;

До HL приймаємо рівним 1, тому що проектований термін служби понад 5 років; коефіцієнт безпеки \u003d 1,1.

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження визначається за формулою:

для шестерні
\u003d МПа

для колеса \u003d
МПа.

Тоді розрахункова контактна напруга

Умова
виконано.

Міжосьова відстань з умов контактної витривалості активних поверхонь зубів знайдемо за формулою:

,

де
- твердість поверхонь зубів. Для симетричного розташування коліс щодо опор і при твердості матеріалу ≤350НВ приймаємо в інтервалі (1 - 1,15). Приймемо \u003d 1,15;

ψ ba \u003d 0,25 ÷ 0,63 - коефіцієнт ширини вінця. Приймаємо ψ ba \u003d 0,4;

K a \u003d 43 - для косозубих і шевронних передач;

u - передавальне число. і = 3,65;

.

Приймаємо міжосьова відстань
, Тобто округляємо до найближчого цілого числа.

Нормальний модуль зачеплення приймаємо за такою рекомендації:

m n =
=
мм;

приймаємо по ГОСТ 9563-60 m n \u003d 2 мм.

Приймемо попередньо кут нахилу зубів β \u003d 10 о і розрахуємо число зубів шестерні і колеса:

Z1 \u003d

приймаємо z 1 = 34, тоді число зубів колеса z 2 = z 1 · u= 34 · 3.65 \u003d 124,1. приймаємо z 2 = 124.

Уточнюємо значення кута нахилу зубів:

Основні розміри шестерні і колеса:

діаметри ділильні:

Перевірка:
мм;

діаметри вершин зубів:

d a 1 = d 1 +2 m n \u003d 68,86 + 2 · 2 \u003d 72,86 мм;

d a 2 = d 2 +2 m n \u003d 251,14 + 2 · 2 \u003d 255,14 мм;

діаметри западин зубів: d f 1 = d 1 - 2 m n \u003d 68,86-2 · 2 \u003d 64,86 мм;

d f 2 = d 2 - 2 = 251,14-2 · 2 \u003d 247,14 мм;

визначаємо ширину колеса : b2=

визначаємо ширину шестерні: b 1 = b 2 + 5мм \u003d 64 + 5 \u003d 69 мм.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:

Окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі:

При такій швидкості для косозубих коліс приймаємо 8-ю ступінь точності, де коефіцієнт навантаження дорівнює:

До Нβ приймаємо рівним 1,04.

, Тому що твердість матеріалу менше 350НВ.

Таким чином, K H = 1,04 · 1,09 · 1,0 \u003d 1,134.

Перевіряємо контактні напруги по формулі:

Розраховуємо перевантаження:

Перевантаження в межах норми.

Сили, що діють в зачепленні:

окружна:

;

радіальна:

де
\u003d 20 0 -кут зачеплення в нормальному перерізі;

\u003d 9,07 0 -кут нахилу зубів.

Перевіряємо зубці на витривалість по напруженням вигину за формулою:

.

,

де
\u003d 1,1 - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зуба (коефіцієнт концентрації навантажень);

\u003d 1,1 - коефіцієнт, що враховує динамічну дію навантаження (коефіцієнт динамічності);

Коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів

Напруга, що допускається за формулою

.

Для сталі 45 поліпшеної при твердості НВ≤350 σ 0 F lim b \u003d 1,8 НВ.

Для шестерні σ 0 F lim b \u003d 1,8 · 230 \u003d 415 МПа; для колеса σ 0 F lim b \u003d 1,8 · 200 \u003d 360 МПа.

\u003d ˝ - коефіцієнт безпеки, де \u003d 1,75, ˝ \u003d 1 (для поковок і штамповок). Отже,. \u003d 1,75.

Допустимі напруги:

для шестерні
МПа;

для колеса
МПа.

знаходимо відношення
:

для шестерні
;

для колеса
.

Подальший розрахунок слід вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти Y β і K Fα:

де До Fα - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами;

=1,5 - коефіцієнт торцевого перекриття;

n \u003d 8-ступінь точності зубчастих коліс.

Перевіряємо міцність зуба колеса за формулою:

;

Умова міцності виконано.

3. Попередній розрахунок валів редуктора

Діаметри валів визначаємо за формулою:

.

Для ведучого вала [τ к] \u003d 25 МПа; для веденого [τ к] \u003d 20 МПа.

Ведучий вал:

Для двигуна марки 4А 160М6У3 \u003d 48 мм. Діаметр вала d в 1 =48

Приймемо діаметр валу під підшипниками d п1 \u003d 40 мм

Діаметр муфти d м \u003d 0,8 · \u003d
\u003d 38,4 мм. приймаємо d м \u003d 35 мм.

Вільний кінець вала можна визначити за наближеною формулою:

,

де d п – діаметр вала під підшипник.

Під підшипниками приймаємо:

тоді l=

Схематична конструкція ведучого вала зображена на рис. 3.1.

Мал. 3.1. Конструкція ведучого вала

Ведений вал.

Діаметр вихідного кінця вала:

, Приймаємо найближче значення із стандартного ряду

Під підшипниками беремо

Під зубчастим колесом

Схематична конструкція веденого (тихохідного) валу показана на рис.3.2.

Мал. 3.2. Конструкція веденого вала

Діаметри інших ділянок валів призначають виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.

4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

4.1. Конструктивні розміри шестерні і коліс

Шестерню виконуємо за одне ціле з валом. Її розміри:

ширина

діаметр

діаметр вершини зубів

діаметр западин
.

Колесо коване:

ширина

діаметр

діаметр вершини зубів

діаметр западин

діаметр маточини

довжина маточини,

приймаємо

Товщина обода:

приймаємо

Товщина диска:

4.2. Конструктивні розміри корпусу редуктора

Товщина стінок корпусу і кришки:

приймаємо

приймаємо
.

Товщина фланців поясів корпуса й кришки:

верхнього пояса корпуса і пояса кришки:

нижнього пояса корпуса:

приймаємо
.

Діаметр болтів:

фундаментальних; приймаємо болти з різьбленням М16;

кріплять кришку до корпуса у підшипників

; приймаємо болти з різьбленням М12;

з'єднують кришку з корпусом; приймаємо болти з різьбленням М8.

4.3.Компановка редуктора

Перший етап служить для наближеного визначення положення зубчастих коліс відносно опор для подальшого визначення опорних реакцій і підбору підшипників.

Компоновочне креслення виконується в одній проекції - розріз по осях валів при знятій кришці редуктора; масштаб 1: 1.

Розміри корпусу редуктора:

приймаємо зазор між торцем шестерні і внутрішньою стінкою корпусу (при наявності маточини зазор беремо від торця маточини); приймаємо А 1 \u003d 10 мм; при наявності маточини зазор береться від торця маточини;

приймаємо зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпусу
;

приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника провідного вала й внутрішньою стінкою корпусу; якщо діаметр окружності вершин зубів шестерні виявиться більше зовнішнього діаметра підшипника, то відстань треба брати від шестерні.

Попередньо намічаємо радіальні шарикопідшипники однорядні середньої серії; габарити підшипників вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипників
і
.(Таблиця 1).

Таблиця 1:

Габарити намічених підшипників

	Умовне позначення підшипника				Вантажопідйомність, кН
		розміри, мм
швидкохідний
тихохідний

Вирішуємо питання про змазування підшипників. Приймаємо для підшипників пластичний мастильний матеріал. Для запобігання витікання мастила всередину корпусу і вимивання пластичного мастильного матеріалу рідким маслом із зони зачеплення встановлюємо мазеудержівающіе кільця.

Ескізна компоновка зображена на рис. 4.1.

5.ПОДБОР І ПЕРЕВІРКА ДОВГОВІЧНОСТІ підшипників, ОПОРНІ РЕАКЦІЇ

5.1. ведучий вал

З попередніх розрахунків маємо:

Визначаємо опорні реакції.

Розрахункова схема вала і епюри згинальних моментів зображені на рис. 5.1

У площині YOZ:

Перевірка:

в площині XOZ:

Перевірка:

в площині YOZ:

перетин 1:
;

перетин 2: M
=0

Перетин 3: М

в площині XOZ:

перетин 1:
;

=

сеченіе2:

сеченіе3:

Підбираємо підшипник по найбільш навантаженої опорі. Намічаємо радіальні кулькові підшипники 208: d=40 мм;D=80 мм; В=18 мм; З\u003d 32,0 кН; З про = 17,8кН.

де R B \u003d 2267,3 Н

- температурний коефіцієнт.

ставлення
; цієї величини відповідає
.

ставлення
; Х \u003d 0,56 іY=2,15

Розрахункова довговічність за формулою:

де
- частота обертання ведучого вала.

5.2.Ведомий вал

Ведений вал несе такі ж навантаження, як і ведучий:

Розрахункова схема вала і епюри згинальних моментів зображені на рис. 5.2

Визначаємо опорні реакції.

У площині YOZ:

Перевірка:

У площині ХOZ:

Перевірка:

Сумарні реакції в опорах А і В:

Визначаємо моменти по ділянках:

в площині YOZ:

перетин 1: при х \u003d 0,
;

при x= l 1 , ;

перетин 2: при x= l 1 , ;

при х \u003dl 1 + l 2 ,

перетин 3 :;

в площині XOZ:

перетин 1: при х \u003d 0,;

при x= l 1 , ;

перетин 2: при х \u003dl 1 + l 2 ,

перетин 3: при x= l 1 + l 2 + l 3 ,

Будуємо епюри згинальних моментів.

Підбираємо підшипник по найбільш навантаженої опорі і визначаємо їх довговічність. Намічаємо радіальні кулькові підшипники 211: d=55 мм;D=100 мм; В=21 мм; З\u003d 43,6 кН; З про = 25,0 кН.

де R A \u003d 4290,4 Н

1 (обертається внутрішнє кільце);

Коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів;

Температурний коефіцієнт.

ставлення
; цієї величини відповідає e \u003d 0,20.

ставлення
, Тоді Х \u003d 1, Y \u003d 0. Тому

Розрахункова довговічність, млн. Об.

Розрахункова довговічність, ч.

де
- частота обертання веденого вала.

6.ЗАПАС втомну міцність. Уточнений розрахунок валів

Приймемо, що нормальні напруження згину змінюються по симетричному циклу, а дотичні від кручення - по пульсуючому.

Уточнений розрахунок валів полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечних перетинів вала і порівнянні їх з необхідними значеннями [s]. Міцність дотримана при
.

6.1.Ведущій вал

Перетин 1: при х \u003d 0,;

при х \u003dl 3 , ;

Перетин 2: при х \u003dl 3 , ;

при х \u003dl 3 + l 2 , ;

Перетин 3: при х \u003dl 3 + l 2 , ;

при х \u003dl 3 + l 2 + l 1 , .

Обертаючий момент:

Визначаємо небезпечні перетину. Для цього схематично зображуємо вал (рис. 8.1)

Мал. 8.1 Схематичне зображення ведучого вала

Небезпечними є два перетину: під лівим підшипником і під шестернею. Вони небезпечні, тому що складний напружений стан (вигин з крученням), вигинає момент значний.

Концентратори напружень:

1) підшипник посаджений по перехідній посадці (напресовування менше 20 МПа);

2) жолобник (або проточка).

Визначаємо коефіцієнт запасу втомної міцності.

При діаметрі заготовки до 90мм
середнє значення межі міцності для стали 45 з термообробкою - поліпшення
.

Межа витривалості при симетричному циклі вигину:

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень:

Перетин А-А. Концентрація напружень обумовлена \u200b\u200bпосадкою підшипника з гарантованим натягом:

Оскільки тиск напрессовки менше 20 МПа, то знижуємо значення даного відносини на 10%.

для згаданих вище сталей приймаємо
і

Згинальний момент з епюр:

Осьової момент опору:

Амплітуда нормальних напруг:

Середня напруга:

Полярний момент опору:

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень за формулою:

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженням за формулою:

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням за формулою:

Результуючий коефіцієнт більше допустимих норм (1,5 ÷ 5). Отже, діаметр вала потрібно зменшити, що в даному випадку робити не слід, тому що такий великий коефіцієнт запасу міцності пояснюється тим, що діаметр валу був збільшений при конструюванні для з'єднання його стандартної муфтою з валом електродвигуна.

6.2.Ведомий вал:

Визначаємо сумарні згинальні моменти. Значення згинальних моментів по ділянках беремо з епюр.

Перетин 1: при х \u003d 0,;

при х \u003dl 1 , ;

Перетин 2: при х \u003dl 1 , ;

при х \u003dl 1 + l 2 , ;

Перетин 3: при х \u003dl 1 + l 2 , ; .

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень:

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням:

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізу за формулою:

Оскільки результуючий коефіцієнт запасу міцності під підшипником менше 3,5, то зменшувати діаметр вала не треба.

7. Розрахунок шпонок

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

Напруження зминання і умова міцності визначаємо за формулою:

.

Максимальні напруги зминання при сталевий маточині [ σ см ] = 100120 МПа, при чавунної [ σ

Встановлюємо в'язкість масла. При контактних напругах
\u003d 400,91 МПа і швидкості
рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює
Приймаємо масло індустріальне І-30А (за ГОСТ20799-75).

9.СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостойкой фарбою.

Збірку виконується в відповідності зі складальним кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів:

на провідний вал мазеудержівающіе кільця і \u200b\u200bшарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-100 0 С;

в ведений вал закладають шпонку
і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала; потім надягають розпірну втулку, мазеудержівающіе кільця і \u200b\u200bвстановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.

Збори вали укладають в основу корпуса редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхню стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса.

Після цього в підшипникові камери веденого вала закладають пластичне мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.

Перед постановкою наскрізних кришок в проточки закладають гумові армовані манжети. Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників і закріплюють кришки болтами.

Потім вкручують пробку маслоспускного отвори з прокладкою і жезловий покажчик.

Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.

Зібраний редуктор обкатують і випробовують на стенді за програмою, яка встановлюється технічними условіямі.Расчет розрахунків зводимо в таблицю 2: Таблиця 2 Геометричні параметри тихохідної ступені циліндричного редуктора Параметри ...

Проектування і перевірки розрахунок редуктора

Курсова робота \u003e\u003e Промисловість, виробництво

Є вибір електродвигуна, проектування і перевірки розрахунок редуктора і його складових частин. В ... Висновок: ΔU \u003d 1% редуктора [ΔU] \u003d 4%), кінематичний розрахунок виконаний задовільно. 1.4Расчет частот, потужностей ...