Тема проекта __Привод цепного транспортера__________________

________________(редуктор цилиндрический, одноступенчатый)_____

Исходные данные: 1. Окружное усилие на барабане F=2500 Н

2.Скорость ленты ?л=1,5 м/с

3. Диаметр барабана Dб=600мм

4. Срок службы n=8 лет при работе в 1 смену (по 8 часов)

Схема задания:

Кинематическая схема привода Циклограмма нагружения

Студент_______________________ _________________

Транспортеры обеспечивают перемещение изделий между основным оборудованием цехов, со складов и на склады, между цехами и т.д. Самыми распространенными являются ленточные и цепные конвейеры.

Цепной транспортер состоит из приводной станции, тягового органа (цепь), натяжной станции, поддерживающих роликов, устройств для загрузки и разгрузки транспортера и рамы.

Приводная станция включает (рис. 1 задания) электродвигатель 1, одноступенчатый цилиндрический редуктор 3, установленный на общей раме на фундаменте, и соединительные муфты 2, 4. Ось приводного барабана 5.

Согласно графику нагрузки (рис. 2) режим работы транспортёра стационарный.

Транспортёр установлен в помещении, условия работы нормальные. (t=200)

Масштаб выпуска привода - крупносерийный. Основной способ получения заготовок корпусных деталей - литьё; зубчатых колес - прокат или поковка.

1.2 Энергетический и кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.2.1 КПД привода

Общий КПД привода [1]:

?0=?1·?2·?3·?4=0,98·0,97·0,94·0,99=0,88

?1=0,98 - к.п.д. муфты

?2=0,97 - к.п.д. цилиндрической ступени редуктора

?3=0,94 - к.п.д. цепной передачи

?4=0,99 - к.п.д. пары подшипников

1.2.2Подбор электродвигателя

Потребная мощность [1]:

Pдвпотр =F·V/ (1000·?0)=4.26 [кВт],

КЕ - коэффициент приведения заданного переменного режима нагружения к эквивалентному постоянному.

КЕ=[?(Ti /Tnom)2(Lhi/Lh)]1/2=0.85;

Тном = Тб - номинальный момент :

nб - частота вращения приводного барабана, мин-1:

nб =6·104·V/?·D=6·104·1,5/3,14·600=47,77 мин -1

Таблица 1.1 - Характеристика двигателей

1.2.3 Общее передаточное число и его разбивка по ступеням передач

Общее число привода U0'= nД / nБ и его разбивка по ступеням передач для 4-х вариантов двигателей приведены в таблице 1.1

Используем следующие рекомендации:

Uс=1,5..3 Uред=2,5..5

Отклонение общего передаточного числа при округлении:

?U = ( U0' - U0 / U0')·100%<±4%

Таблица 1.2 - Разбивка U0' по ступеням передач

Выбираем

ДВИГАТЕЛЬ АИР132M8У3

Габаритные и присоединительные размеры из табл. П3 [15, с.26] принятого электродвигателя показаны на рисунке 1.1. и в таблице 1.3.

Форма исполнения двигателя - IМ 1081.

Таблица 1.3 - Размеры двигателя

Рисунок 1.1. Размеры электродвигателя к таблице 1.3.

1.2.4 Частоты вращения и моменты на валах

Частоты вращения i-го вала [1, с.14]:

ni=n1/u1-i,

где u1-i - передаточное число между валом двигателя (i-1) и i-м валом привода (рисунок 1.2).

Направления вращения валов на рисунке 2 показаны стрелками.

Рисунок 1.2 -Кинематическая схема привода

Таблица 1.4 - Частоты вращения и моменты на валах

1.3 Проектировочный расчеты зубчатой передачи

Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения - усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Промежуточный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния ?w из условий сопротивления контактной усталости.

1.3.1 Материал и термообработка зубчатых колес

В целях унификации материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом мелкосерийного производства принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71

По рекомендациям, чтобы получить H1m-H2m>100HB, назначаем термообработку зубьев:

- шестерен z1 - поверхностную закалку ТВЧ(ТВЧ1);

- колес z2 - улучшение(У2);

Механические свойства стали 40Х после термообработки с предположением, что D?125мм и S?80 мм, даны в таблице 1.5

Таблица 1.5 - Механические свойства Z1 и Z2 из стали 40Х

1.3.2 Режимы работы передачи и число циклов перемены напряжений

Коэффициенты приведения заданного переменного режима к эквивалентному постоянному

µ=?(Ti/Tmax)m(Lhi/Lh),

где m - показатель степени отношения моментов: mH=qH/2; mF=qF,

q - показатель степени усталости: qH=qF=6 и тогда mH=3, mF=6.

При расчете по контактным напряжениям ?Н :

µН2=µН1=µН=0,66;

при расчете по напряжениям изгиба ?F :

µF2=µF1=µF=0.58.

Судя по величинам µН и µF заданным режим работы наиболее приближается к типовому тяжелому.

Требуемая долговечность передачи в часах:

Lh=365*24*kГ*kC*h=365*24*0.8*0.3*8=16819.2 часов

где kГ=0,8 - коэффициент годового использования;

kC=0,3 - коэффициент суточного использования;

h=8 лет - срок службы передачи в годах.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы

N?=60ncLh,

где n - частота вращения зубчатого колеса, мин-1;

с - число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса: с=1.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений [2, с.8]:

NE = ?N? ( ; ).

Базовое число циклов перемены напряжений [2, с.9] :

- по контактным напряжениям NHlim = 30Hm2,4?120·106

где Нт -- средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

- по изгибным напряжениям : NFlim = 4·106 .

Результаты расчета N?, NHE ,NFE , NFlim , представлены в таблице 1.6.

Таблица 1.6 - Число циклов перемены напряжений в зубьях

1.3.3 Допускаемое контактное напряжения на сопротивление усталости

Расчетное допускаемое контактное напряжение ?HP [2, с.10], МПа:

?HPmin? ?HP =0,45·( ?HP1 + ?HP2 )?A· ?HPlim , (1,8)

где А = 1,25 - для цилиндрической передачи (Т.ст.) и (Б.ст.);

?HPi (i= 1, 2) -- допускаемые напряжения в прямых зубьях, МПа;

?HPmin - наименьшее из двух значений ?HP1 и ?HP2.

Согласно [2, с.9]

(1,9)

где ?Hlimbi - базовый предел контактной выносливости зубьев, МПа, [2, с.9]:

для шестерен Z1 (закалка ТВЧ)

?Hlimb1 =17·HHRCЭ +200 =17·47,5+200=1008 МПа

- для колес Z 2 (улучшение)

?Hlimb2 = 2HHB + 70 = 2·285 + 70 = 640 МПа ;

ZN i - коэффициент долговечности [2, с. 10] в зависимости от отношения NHlim /NHE ;

SHi - коэффициент запаса прочности [2, с. 10] :

для Z 1 SH1 = 1 ,2 ; для Z 2 SH2=1,1;

произведение .

Расчеты по формулам (1.8), (1.9) представлены в таблице 1.7.

Таблица 1.7-Допускаемые контактные напряжения ?HP , МПа

1.3.4 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям

По ГОСТ 2 1 354-87 [2, с. 12] :

KH = KA KHV KH? KH? (1.10)

где КА - коэффициент, учитывающий влияние внешней динамической нагрузки; КА = 1

KHV - коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении;

KH? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций :

- для цилиндрической передачи [2, с. 14]

KH? = 1+( KH?0 -1)KHW , (1.11)

где KH?0 - начальное (до приработки) значение коэффициента KH? [2, с. 1 6];

KHW - коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2, с. 1 6];

KH? - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями:

-для цилиндрической косозубой передачи [2, с. 17]

KH? = 1 + (KH?0 - 1) KHW , (1.12)

где - KH?0 начальное значение до приработки зубьев : при H2<350[2,c.17]

KH?0 =1+0,25(nст -5)?1,6 , (1.13)

где nст - число степени точности передачи по нормам плавности.

В таблице 1.8 приведены величины коэффициентов рабочей ширины зубчатых венцов Kbe ,?ba ,?bd по рекомендациям [2,c.13,14]

Таблица 1.8 - Коэффициенты Kbe ,?ba ,?bd

Расчет коэффициентов, ходящих в формулу (1.10) выполнен в таблице 1.9

Таблица 1.9 - Коэффициенты расчетной нагрузки КН

1.3.5 Расчет цилиндрических передач

Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи с внешним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев [2, с 19]:

?W'=410(u+1)[T1KH/(?b?u?HP2)]? (1.14)

?W'=410(5+1)[ 58,75·1,68?(0,4·5·528,722)]?=138 мм

По заданию выпуск массовый -- передача стандартная;

принимаем ?W = 140 мм.

?WТ= ?WБ= ?W=112 мм

Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни[2,c.10]

?FP1=0,4 ?Flimb1YN1 , (1.15)

где ?Flimb11 - базовый предел изгибной выносливости зубьев [2,c.11].

Предполагая mn ?3 мм и при этом сквозную закалку зубьев, будем иметь

?Flimb11=550 Мпа

YN1 - коэффициент долговечности при изгибе. Так как NFE1>NFlim,то YN1=1,0

?FP1=0,4·550·1=220 МПа

Параметры цилиндрической передачи [2,c.20], [3,c.4] представлены в таблице 1.10.

Таблица 1.10 - Параметры ступеней редуктора

1.4 Предварительный расчет диаметра валов

Диаметры для быстроходного вала [7,c.42]:

конца вала d?=d?(7…8)Б, посадки подшипника dБ?d +2t буртик dБП?dБ+3r

Диаметры для тихоходного вала :

конца вала d?=d?(5…8)Т, посадки подшипника dТ?d +2t буртик dТП?dТ+3r

Вал Т,Н·м d?,мм d

Быстроходный 58.75 28.21 32

Тихоходный 284.94 36.19 36

1.5 Расчет цепной передачи

1. T1=284.94 Н·м

2. n1 =143 мин-1

3. U=2.8

4. Число зубьев:

Z1min=29-2U?13

Z'1min=29-2·2.8=23.4 Z1=23

Z'2=2.8·23=65.52 Z2=66

5. Фактическое: U=2.8

6. Давление: [p]0=30 МПа, при a>650

7. Число рядов цепи: 1

Коэффициент mP=1

8. Расчетный шаг:

KЭ =1.5 по ГОСТ 13568-75: 25,4

9. Z1min=9+0,2·P=9+0,2·25,4=14

10. Уточнение:

Z'1=22·103·T1·KЭ /(P3·[p]0mP)=23

Принято: Z1=23 Z2=Z1·U=23·2.8=66

11. Окончательно: U=2.8

12. Диаметры:

dд1=P /sin(1800/Z1)=25,4 /sin(1800/23)=186.54 мм

dд2=P /sin(1800/Z2)=25,4 /sin(1800/66)=533.82 мм

De1=P·[0,5+ctg(1800/Z1)]=25,4·[0,5+ctg(1800/23)]=200.12 мм

De2=P·[0,5+ctg(1800/Z2)]=25,4·[0,5+ctg(1800/66)]=548.54 мм

13. Межосевое расстояние:

оптимальное: a=(30…50)P=(30…50)·25,4=762…1270 мм

принято: aP=40

14. Число звеньев: W'=2·aP +0,5·Z?+?2/aP=2·40+0,5·89+29,28/40=125.67

где: Z?=Z1+Z2=23+66=89

?2=[(Z2-Z1)/2?] 2=[(66-23)/2·3,14] 2=29,28

Округление: W=126

15. Длина цепи: L=10 -3·W·P=10 -3·126·25,4=3.2 м

16. Межосевое расстояние:

a'=0,25·P·[W-0,5·Z?+v(W-0,5·Z?)2 - 8·?2]=

=0,25·25,4·[126-0,5·89+v(126 -0,5·89)2 - 8·29,28]=1020.24 мм

? a =(0,002…0,004)·a' ? a=1,5…5

Окончательно: a=1015.14 мм

17. Цепь по ГОСТ 13568-75: ПРА 25,4 - 6000

Fраз=60 кН

q=2,6 кг/м

Aш=179 мм2

18. Давление в шарнирах:

p=2000·T1·KЭ/(dд1·Aш·mP)=25.6<[p]0=30 МПа

19. Скорость цепи :

?=?·dд1·n1/60000=1,39 м/с

20. Натяжение цепи :

привод электродвигатель вал кручение

Ft=2000·T1/dд1=3055 H

Fq=60·q·a·cos?=155.35 Н

F?=q·?2=5.02 Н

F1max=KдFt+Fq+F?=3215.37 Н (Кд=1)

21. Коэффициент :

S=Fраз/F1max=60000/3215.37=18.66>8,13

допускаемый:

s>[s]

22.Число ударов цепи:

w=z1·n1/15·w=1.74 с-1

допускаемое

[w] =20 с-1 w<[w]

23. Силы на валах по осям X,Y:

F1= F1max=3215.37 H

F2=Fq+F?=160.37 H

?=57,3(dд2-dд1)/a=57,3·(347.28)/1015.14=19.60

FBX=F1·cos(?/2 -?)+F2·cos(?/2 +?)= 3180.14H

FBY=F1·sin(?- ?/2)+F2·sin(?+ ?/2)=1024.8H

На рисунке 1.3 показаны натяжения ведущих и ведомых ветвей цепи (верхняя ветвь ведущая).

Рисунок 1.3 - Силы на валах звездочек

Рисунок 1.4 - Конструкция звездочек

1.6 Подбор муфты

Для соединения входного конца быстроходного вала редуктора с двигателем применяют муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 214525-93.

Рабочий момент , передаваемый муфтой :

Траб = К1К2К3Тт? [Тм].

Где К1 - коэффициент, учитывающий степень ответственности привода: поломка вызывает остановку машины - К1 = 1;

К2 - коэффициент условий работы : работа неравномерно нагруженных механизмов

К2 = 1,2;

К3 - коэффициент углового смещение валов: перекос до 0,5? - К3 = 1,25;

Тд - момент на валу двигателя ; Н•м ;

[Тм] - допускаемый момент по паспорту муфты ; Н•м ;

Траб = 1•1,2•1,25•59,95=107,91 Н•м

По ГОСТ на муфты при диаметре вала d = 32мм имеем [Тм] = 250Н·м; габаритные размеры муфты D*L=140*114 мм, длина полумуфты l=58 мм; длина полумуфты 2=56 мм

Выбираем муфту упругую втулочно - пальцевую (МУВП).

Обозначение муфты: МУФТА 250 - 32 -I..38 -II..2- У3 ГОСТ 21424 -93

2. Эскизный проект

2.1 Основные параметры привода

2.1.1Параметры редуктора

Т.ст. ?W bW mn ? z1 z2 uТ d1 d2 df1

140 56 2 9?41'47'' 23 115 5 46.67 233.33 41.67

2.1.2 Общее передаточное число привода

u0 =i · uред =14

Уточнение n i и Тj формулам (1.6) и (1.7):

Вал (рисунок 1.2) ? ?? ??? ?V V

n i, мин -1 715 715 143 51.07 51.07

Тj, Н·м 59.95 58.75 284.95 750 750

Скорости ?1 =1.75 м/с

2.1.3 Диаметры валов редуктора, мм:

под зубчатыми колесами dБ= 32 dТ=36

под подшипники качения dБП= 35 dТП=40

Диаметр вала приводного барабана d= 45

2.2 Проверочный расчет зубчатых передач редуктора

2.2.1 Проверка выбора механических характеристик материала

Диаметры заготовок шестерен z1 [2,c.5]:

Тихоходной ступени

D'= da1 + 6

da1 = 50.67

D' = 50.67 + 6=56,67 мм<[125мм]

Толщины ободов заготовок колес [2,c.5]:

S' =?=2,2m +0,05b2=

2,2·2+0,05·56=7.2 мм

S'=c=0,3 b2=0,3·56=16.8 мм

S' = 16,8<[80мм]

Механические характеристики материала обеих ступеней редуктора по заготовок выбраны правильно.

2.2.2 Допускаемое напряжения

Допускаемые расчетные контактные напряжения (таблица 1.7) не изменились

?HP =528.72МПа;

Уточненные допускаемые напряжения на сопротивления усталости при изгибе определяют раздельно для z1 и z2 по формуле [3,c.14]:

?FP = ?FlimbYNY?YRYX /SF , (2.1)

?Flimb=550 МПа (с.15) - базовый предел выносливости на изгиб;

SF=1,7 [2,c.11] - коэффициент запаса прочности;

YN - коэффициент долговечности; так как NFE >NFlim =4·106, то YN =1;

Y? = 1,082- 0,172lgm[3,c.4] - опорный коэффициент;

Y? = 1,082- 0,172·lg2 = 1.03;

YN - коэффициент

YR - коэффициент шероховатости переходной поверхности [3,c.14]; при зубофрезовании и шлифовании YR =1;

YX=1 (d<400 мм) - коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колес .

?FP=550 ·1·1,03 ·1·/1,7=333.24 МПа

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки[3,c.15]:

- z1: закалка ТВЧ; ?HPmax = 44HRCЭ =44 ·47,5 = 2090 МПа;

- z2: улучшение ?HPmax =2,8 ?T =2,8 ·750 =2100 МПа.

Предельные напряжения при изгибе [3,c.15]:

?FS t = ?FlimbYNmax KS t ,

где ?Flimb =550; YNmax =4; KS t =1,3; ?FS t =550 ·4 · 1,3 =2860 МПа.

Допускаемое изгибное напряжение при действии максимальной нагрузки [3,c.15]:

?FPmax = ?FS t YX / SFS t ,

где SFS t - коэффициент запаса прочности : SFS t = 1,75 Yz - при 99%-ной вероятности неразрушения зубьев;

Yz - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки:

-z1 - заготовка - прокат, Yz1 =0,9;

-z2 - заготовка - поковка, Yz2 =1,0.

Тогда SFS 1 =1,75 ·0,9=1,58; SFS 2=1,75 ·1 =1,75;

?FPmax1 =2860··0,9/1,58 =1810 МПа; ?FPmax2 =2860··1/1,75 =1630 МПа.

2.2.3 Коэффициенты расчетной нагрузки KAKVK?K?

Коэффициенты KV [3,c.6]:

KV =1+ wVbW / (FtKA),

Где wV - удельная окружная динамическая сила , Н /мм, для передачи [3,c.7,9]:

wV =?g0?? wVmax ,

где ? - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификация профиля головки зубьев [3,c.7,8];

g 0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления z1 и z2 [3,c.7].

Окружное усилие, Н: Ft =2000T1 / d1

Результаты расчетов KHV и KFV приведены в таблице 2.1.

Коэффициенты KH? и KH? [3,c.7] не изменились (см.таблицу 1.9)

KH?0 KH? KH? 0 KH?

Т.ст. 1.6 1.27 1.6 1.27

Таблица 2.1 - Коэффициенты KV

Коэффициенты KH? , KH? при расчете на изгиб:

KF?2 =0,18+0,82 KH?0=0,18+0,82·1.6=1.492;

KFа = KH? 0 =1,6 >1,4.

Коэффициенты расчетной нагрузки для передачи:

KH=1·1.005 ·1.27 ·1,27=1.62; KF=1·1.005 ·1.492 ·1.6=2.4.

2.2.4 Контактные напряжения ?H и ?Hmax

Коэффициенты Z в формуле [3,c.5]

?H =ZEZHZ? ? ?HP (2.2)

а) Коэффициент механических свойств материалов z1 и z2 (сталь)

ZE =190 МПа?

б) Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев

ZH =(2cos ?b /tgаtW)? /cos аt,

аt =аrctg (tg 20? /cos ?)= аrctg (tg 20? /cos9?41'47'')=20,266? - делительный угол профиля в торцевом сечении; при x1+x2 = 0 угол зацепления аt W =at ;

? b =arcsin (sin?cos20?) = arcsin (sin9?41'47''cos20?)=9,106? - основной угол наклона зубьев;

ZH =(2cos9,106? /tg)? /cos 20,266? =2,47.

в) Коэффициент суммарной длины контактных линий

Z?=(1/?а)?,

где ?а ?[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cos ? - коэффициент торцевого перекрытия при х1+х2 = 0 ;

?а ?1.69 Z?=(1/1,69)?=0.77;

Произведение коэффициентов Z= ZEZHZ? =190 •2,47•0.77=361.2

Контактное напряжение цилиндрической передачи по формуле (2.2)

?H =494.29 МПа< [?H]=528,72МПа - условие прочности выполняется.

Максимальное напряжение при кратковременной перегрузке [3,c.8]:

?Hmax= ?H(Тmax /Т)? ?H ? ?HPmax ,

где Tmax /T=2,4 - по характеристике двигателя (таблица 1.2).

?H max = 494,29•(2,2)? =733,15 МПа ?2090 МПа

2.2.5 Напряжение изгиба ?F и ?Fmax

Тихоходная передача [3,c.10]

?F =FtKFYFSY?Y?/(bwmn)? ?FP ,

где YFS =3,47+13,2/zv -27,9 /zv +0,092x2-коэффициент формы зуба [3,c.8]; (2.4)

где zv =z/cos3? (zv1=23,zv2=115) при х=0; YFS1=4.02; YFS2=3,58;

Y? =1-????/120?0,7-коэффициент наклона зубьев [3,c.8]

где ??=bwsin?/?m=1.5 - коэффициент осевого перекрытия;

Y? =1-1, 5 • 9?41'47'' /120=0,879>0,7;

Y? =1/ ?a=1/1.69=0,6 - коэффициент перекрытия зубьев.

Критерии расчета на изгиб: ?FP1 /YFS1 =88,1;

?FP2 /YFS2 =93.08 - расчет следует вести по зубу шестерни z1 .

ПО формуле (2.3) ?F1 =114.48 МПа, что меньше ?FP=333.24 МПа - условие изгибной выносливости зубьев выполняется.

2.2.6 Проверка выполнения конструктивных ограничений передач [3,c.18]

По условию прочности и жесткости валов [3,c.18,19]:

df1?1,25dП

41.67?1,25•35=41.5

Условие выполняется.

2.3 Конструкция зубчатых колес

2.3.1 Зубья шестерен обеих ступеней нарезаны на входном и промежуточном валах

2.3.2 Конструкция колес показана на рисунке 2.2, размеры их даны в таблице 2.3 [7,c.62 и 69] или [9,c.44 и 49]

Производство массовое, da2<500 мм, заготовки колес - поковки.

Рисунок 2.1 - Конструкция колес

Таблица 2.3 - Размеры колес в соответствии с рисунком 2.2

2.4 Конструктивные элементы редуктора

Выпуск привода массовый, способ получения заготовок корпуса и крышки редуктора - литье.

В таблице 2.4 приведены размеры основных элементов редуктора, которые использованы на чертежах, по рекомендациям [7].

Таблица 2.4 - Размеры элементов редуктора

2.5 Смазка зацепления и подшипников

Окружные скорости передач:

? = 1.75 м/с.

При скоростях ? =0,3…12.5 м/с [7,c.105] применяют картерную смазку из общей ванной. Минимальный объем масла 0,5 л. На 1кВт мощности, т.е. 0,5•5,5 =2,75 л.

Условие смазки подшипников [7,c/107] n2dа ? 100,где для тихоходного вала n = 143,

dа = 0,233 м. Таким образом 4765>100. Смазка подшипников - разбрызгиванием колесами картерного масла.

Средняя окружная скорость в зацеплениях:

Vm =1,75 м/с

Средние контактное напряжение в передачах:

?Hm = = 503МПа

Рекомендуемая кинетическая вязкость масла при 50?С [10,c.130 таб.8.1] ?50с=34 м2/с. Сорт масла - индустриальное И-Г-А 32 ГОСТ 20799 - 75.

Глубина погружения тихоходного цилиндрического колеса в масло: tT = 5m = 10 мм.

Высота верхнего уровня масла в редукторе: hМ = tT + ?з = 60 мм

Фактический объем масла в редукторе: V = L•B•hМ = 2,0 л.

где L и В - внутренние размеры корпуса редуктора из чертежа. Выходные концы валов закрыты манжетами уплотнениями I -го типа ГОСТ 8752 - 79.Для герметизации

плоскость разъема крышки и корпуса перед окончательной сборкой должны быть покрыта тонким слоем герметика УТ - 34 ГОСТ 24285 - 80. Так как тихоходное зацепление находится вне масленой ванны, для ее смазывания предусмотрим дополнительную смазочную шестерню.

2.6 Усилия в передачах

На рисунке 2.2 показаны усилия, действующие в зацеплениях передач, направление вращения валов; даны формулы [6,c.16] для определения усилий.

В формулах для Ft, ?nw - нормальный угол зацепления, определяемый из соотношения углов в плоскости зацепления:

?nw = arctg(tg ?tw/cos?w),

где ?тw = 20?

Формулы сил

Ft = 2000T/d

Fr = Ft tg ?тw

F? = Fttg?

Условие для FМ направлено так, чтобы увеличить прогибы от силы Ft. Результаты расчета приведены и таблице 2.5

Таблица 2.5 - Усилия в передачах

2.2 -Усилие в передачах

Рисунок 2.2- Усилие в передачах

2.7 Расчет валов на изгиб и кручения

Предварительно для опор всех валов [7,c.82] назначаем подшипники легкой серии

Таблица 2.6 - Параметры опор валов

На рисунке 2.3 показаны расчетные схемы валов, усилия F в зацеплениях, реакции R в опорах, эпюры изгибающих моментов М и крутящих Т в горизонтальной и вертикальной плоскостях .

Обозначение: 1 - опора не воспринимающая осевую силу Fа, 2 - опора, воспринимающая силу Fa. Длины участков валов измерены на чертеже редуктора.

Результаты расчетов валов сведены в таблицу 2.7.

Таблица 2.7 - Формуляр для расчета валов

2.8 Подбор подшипников

2.8.1 Проверка долговечности подшипника

Таблица 2.9

2.9 Расчет шпоночных соединений

Принимаем шпонки призматические по ГОСТ 23360 - 78 [7,c.432].

Рисунок 2.3 - Размеры шпонок

Напряжение смятие [8,c.128] ?СМ =2000Т/dklp?[ ?СМ]

где lp =lCТ -b -расчетная длина шпонки;

lCТ - длина ступицы насаживаемой детали;

k =h -t1 - расчетная высота шпонки;

[?СМ ] = ?Т/[S] - допускаемое напряжение смятия:

для шпонок из стали 45 ?Т=650 МПа, [S] =2 - коэффициент запаса прочности

[?СМ] =325 МПа

Размеры шпонок и расчет дары в таблице 2.11.

Таблица 2.11 - параметры шпонок

Список использованных источников

1. Энергетический и кинематический расчеты приводов: Метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения / НГТУ ; Сост.: А. А. Ульянов. - Н.Новгород, 2000. - 27 с.

2.Зубчатые и червячные передачи. Ч.І: Проектировочный расчет: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ ; Сост.: А. А. Ульянов, Ю. П. Кисляков, Л. Т. Крюков. - Н.Новгород, 2000. - 31 с.

3.Зубчатые и червячные передачи. Ч.ІІ: Проверочный расчет. Силы в зацеплениях: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ ; Сост.: А. А. Ульянов, Ю. П. Кисляков, Л. Т. Крюков. - Н.Новгород, 2001. - 24 с.

4.Зубчатые и червячные передачи. Ч.ІІІ: Примеры расчетов: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ ; Сост.: А. А. Ульянов, Ю. П. Кисляков, Л. Т. Крюков, М. Н. Лукьянов. - Н.Новгород, 2001. - 31 с.

5.Ременные передачи. Ч. І: Методика расчета: Метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ ; Сост.: А. А. Ульянов, Н. В. Дворянинов. Ю. П. Кисляков. Н.Новгород, 1999. - 31 с.

6.Ременные передачи. Ч. ІІ: Примеры расчета: Метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ ; Сост.: А. А. Ульянов, Н. В. Дворянинов. Ю. П. Кисляков. - Н.Новгород, 1999. - 16 с.

7.Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высш. шк., 2001. - 447 с.

8.Решетов Д. Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.

9.Дунаев П. Ф., Леликов О. П. детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с.

10.Подбор подшипников качения: Метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ ; Сост.: А. А. Ульянов. - Н.Новгород. 1993. - 33 с.

11.Иванов М. Н. детали машин. - М.: Высш. шк.,1998. - 383 с.

12.Соединения: Метод. указания к домашней работе по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ ; Сост.: А. А. Ульянов, Н. В. Дворянинов. Ю. П. Кисляков. - Н.Новгород, 1998. - 23 с.

13.Правила оформления пояснительных записок и чертежей: Метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов всех спец. и форм обучения / НГТУ; Сост.: А. А. Ульянов. и др.- Н.Новгород, 2000. - 35 с.

Размещено на Allbest.ru