1.Кинематический расчет привода Определяем общий КПД привода Рассчитываем требуемую мощность электродвигателя кВт По полученым данным выбераем электродвигатель АОП-62-4 N=17 кВт мощность электродвигателя nэ=1440 об/мин число оборотов вала в минуту d=30 мм диаметр выходного конца вала 1.3 Определяем передаточное число привода где n4-частота вращения выходного вала Принимаем передаточное число быстроходной ступени Uб=4, тихоходной Uт=3,15 1.4 Передаточное число редуктора Принимаем равным Uo=2 1.5 Фактическое передаточное число редуктора 1.6 Фактическая частота вращения выходного вала об/мин 1.7 Отклонение от заданного значения Мощность передаваемая валами где мощность на последующем валу привода мощность на предыдущем валу привода КПД потери мощности между рассматриваемыми валами N1=17 кВт N2= =16.49 кВт N3= =15.68 кВт N4= =15.21 кВт Частота вращения валов где частота вращения последующего вала привода -частота вращения предыдущего вала привода U-передаточное число передачи между рассматриваемыми валами n1= 1440 об/мин 3 n2= =757,89 об/мин n3= =189,47 об/мин n4= =60,15 об/мин Момент передаваемый валами привода где Mi момент на валу привода кгс*см Ni – Мощность передаваемая этим же валом кВт ni- частота вращения рассматриваемого вала об/мин М1= =1150,2 кгс*см=112,7 Н/м М2= 207,74 Н/м М3= 790,17 Н/м М4= 2414,4 Н/м Результаты расчетов сводятся в табл. 1 и 2. Передаточные числа Таблица 1 Обозначение параметра U Открытая передача 2 Быстроходная ступень редуктора 4 Тихоходная ступень редуктора 3,15 Результаты кинематического расчета Таблица 2 Обозначение параметра N n M Вал электродвигателя 17 1440 112.7 Ведущий вал редуктора 16.49 757.89 207.74 Промежуточный вал редуктора 15.68 189.47 790.17 Выходной вал редуктора 15.21 60.15 2114.4 4

---

2. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ

2.1 Выбор марки матерьялов

шестерня сталь 50Г НВ 250 улудшеная

колесо сталь50Г НВ 200

2.2 Допускаемые напряжения:

[σ_H] = (20HB+700)

[σ_он1] = (20·250+70) = 5700 кгс*мм

[σ_он1] = (20·200+70) = 4700 кгс*мм

Допускаемые напряжения изгиба

[σ_о] = 1,8HB

шестерня

[σ_о]₁ = 18·200 = 3600 кгс*мм

колесо

[σ_о]₂ = 18·250 = 4500 кгс*мм

Допускаемые контактные напряжения



где n=1.1 коэффициент безопасности

Z_r=0,95 коэффициент учитывающий шероховатость поверхности

кгс*мм

кгс*мм
2,3 Предел выносливости при работе зубьев двумя сторонами шестерни



кгс*мм

кгс*мм

2.4. Межосевое расстояние

где К = 1.5 Коэффициент нагрузки;

_ba = 0,40 – коэффициент ширины колеса.

М₂ = 24636,7 – момент передаваемый колесом кгс*см

U=3,15 – передаточное число

а_w = = 27 см

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 а_w =280 мм

2.5. Модуль зацепления

m = (0,01÷0,02)a _w = 0,01*280 = 2 мм

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм

6. Число зубьев:

5

Суммарное
z_c = 2a_w/m = 2∙280/2 = 280

шестерни

---

z₁ = z_c/(u+1) = 280/(3,15+1) = 67

колеса

z₂ = z_с – z₁ = 280 – 67 = 213

уточняем передаточное число

u₁ = z₂/z₁ =213/67 = 3,17

невязка Δ = (3,15 – 3,17)100/3,15 = 0,6%

2.7 Основные размеры зубчатой пары:

делительные диаметры

d₁ = mz₁ = 2,0·67 = 134 мм;

d₂ = mz₂ = 2∙213 = 426 мм;

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 134+2·2 = 138,0 мм ;

d_a2 = d₂+2m = 426+2·2,0 = 430 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ – 2m – 2С= 134 – 2·2,0 - 1= 129 мм;

d_f2 = d₂– 2m – 2С= 426 – 2·2,0 - 1= 421 мм

С=0,25*m=0,25*2=1

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,40∙280 = 112 мм

принимаем b₂=110 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + 5 = 110+5 = 115 мм

2.8 Окружная скорость

v = πd₁n₁/60·1000 = π3,15*189,47/60000 = 1,3 м/с

принимаем 9-ую степень точности

2.9 Силы действующие в зацеплении:

окружная сила

Р = N₁/v = 16490/1.3 = 12061.5 H

радиальная сила

T = P*tg = 12684.6tg20º = 4342.1 H

2.10 Расчетное контактное напряжение

где К – коэффициент нагрузки.

K = K_K_K_v

K_ = 1,0 – для прямозубых колес

К_ = 1,0 – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца,

K_v = 1,45 – динамический коэффициент

K = 1,05·1,05∙1,0 = 1,5

σ_Н = (340/280)(24636∙1,5(3.15+1)³/110·3.15²]^0,5 = 3944

Условие σ_н < [σ_н] выполняется

2.11 Проверка зубьев по напряжениям изгиба.

σ_F = F_tK_FY_F/mb

где Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба;

K – коэффициент нагрузки.

K = K_K_v

где K_ = 1,13 – коэффициент учитывающий неравномерность распреде-

ления нагрузки по длине зуба

K_v = 1,25 – динамический коэффициент

K_F = 1,13∙1,25 = 1,41

Коэффициент формы зуба:

для шестерни при z₁ = 67 → Y_F1 = 3,75

для колеса при z₂ = 213 → Y_F2 = 3,61

отношение σ_FP/Y_F :

для шестерни σ_FP1/Y_F1 = 3600/3,75 = 60,6

для колеса σ_FP2/Y_F2 = 4500/3,61 = 54,0

Так как σ_F2/Y_F2> σ_F1/Y_F1, то расчет ведем по шестерни

σ_F = 2266∙1,41∙3,61/2∙110 = 90,1 МПа

Условие σ_F < [σ_F] выполняется

---

4. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

4.1. Диаметр вала

где М – передаваемый момент;

[_к] = 15÷20 МПа – допускаемое напряжение на кручение

4.2. Быстроходный вал

d₁ = (16∙207·10³/π20)^1/3 = 37,5 мм

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с валом электродвигателя диаметром d_дв = 38 мм, принимаем:

диаметр выходного конца d_в1 = 32 мм;

диаметр под уплотнением d_у1 = 35 мм;

диаметр под подшипником d_п1 = 40 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

4.3 Промежуточный вал

d₂ = (16∙790·10³/π15)^1/3 = 65 мм

диаметр под подшипником d_п1 = 60

диаметр под колесом d_к2 = 65

Вал выполнен заодно с шестерней

4.4. Тихоходный вал

d₃ = (16∙2414·10³/π24)^1/3 = 80 мм

принимаем:

диаметр выходного конца d_в3 = 55 мм;

диаметр под уплотнением d_у3 = 65 мм;

диаметр под подшипником d_п2 = 65 мм.

диаметр под колесом d_к2 = 80 мм.

---

13.1.1 Подшипники на ведущем валу

Характеристика подшипников

• 
  внутренний диаметр подшипника d=40 мм
  
• 
  наружный диаметр подшипников D=90 мм
  
• 
  ширина подшипника B=23 мм
  
• 
  статическая грузоподъемность Со=22700 Н
  
• 
  динамическая грузоподъемность C=31900 Н
  

13,1,2 Суммарные опорные реакции





где R_x1и R_x2- горизонтальные составляющие опорных реакций, действующие на правую и левую опоры ведущих валов

R_y1и R_y2- вертикальные составляющие опорных реакций, действующие на правую и левую опоры ведущих валов
Дальнейший расчет ведем по R₂ как наибольшей из реакций

13,1,3 Рекомендуемая долговечность подшипника



ч

где N_r=365 – количество дней в году

N_П=10 – количество праздничных дней

N_B=96 – количество выходных дней

K – срок службы привода, лет

T-количество смен в рабочий день

T_c=8 – продолжительность рабочей смены, ч

п=0,8 – коэффициент использования оборудования

13,1,4 Эквивалентная нагрузка

Для однорядных шарикоподшипников
при



где F_r=R₂ – радиальная нагрузка

F_a=1120 – Осевая нагрузка, Н

V=1 – коэффициент вращения при вращении внутреннего колеса

- коэффициент безопасности

К_Т=1,35 – температурный коэффициент при t=225^o

13,1,5 Расчетная долговечность подшипника



ч

где n=757 – частота вращения вала, об/мин

C=31900 – динамическая грузоподъемность, Н

a=3 – показатель степени шариковых подшипников
Результат подшипников приемлем так как





13,2,1 Подшипники на ведомом валу

Характеристика подшипников

• 
  внутренний диаметр подшипника d=60 мм
  
• 
  наружный диаметр подшипников D=130 мм
  
• 
  ширина подшипника B=31 мм
  
• 
  статическая грузоподъемность Со=49400 Н
  
• 
  динамическая грузоподъемность C=64100 Н
  

13,2,2 Суммарные опорные реакции





где R_x1и R_x2- горизонтальные составляющие опорных реакций, действующие на правую и левую опоры ведущих валов

R_y1и R_y2- вертикальные составляющие опорных реакций, действующие на правую и левую опоры ведущих валов
Дальнейший расчет ведем по R₂ как наибольшей из реакций
13,2,3 Рекомендуемая долговечность подшипника



ч

где N_r=365 – количество дней в году

N_П=10 – количество праздничных дней

N_B=96 – количество выходных дней

K – срок службы привода, лет

T-количество смен в рабочий день

T_c=8 – продолжительность рабочей смены, ч

п=0,8 – коэффициент использования оборудования

13,2,4 Эквивалентная нагрузка

Для однорядных шарикоподшипников
при



где F_r=R₂ – радиальная нагрузка

F_a=1120 – Осевая нагрузка, Н

V=1 – коэффициент вращения при вращении внутреннего колеса

- коэффициент безопасности

К_Т=1,35 – температурный коэффициент при t=225^o

13,2,5 Расчетная долговечность подшипника



ч

где n=190 – частота вращения вала, об/мин

C=64100 – динамическая грузоподъемность, Н

a=3 – показатель степени шариковых подшипников
Результат подшипников приемлем так как




13,3,1 Подшипники на ведомом валу

Характеристика подшипников

• 
  внутренний диаметр подшипника d=65 мм
  
• 
  наружный диаметр подшипников D=120 мм
  
• 
  ширина подшипника B=23 мм
  
• 
  статическая грузоподъемность Со=40400 Н
  
• 
  динамическая грузоподъемность C=54000 Н
  

13,3,2 Суммарные опорные реакции





где R_x1и R_x2- горизонтальные составляющие опорных реакций, действующие на правую и левую опоры ведущих валов

R_y1и R_y2- вертикальные составляющие опорных реакций, действующие на правую и левую опоры ведущих валов
Дальнейший расчет ведем по R₁ как наибольшей из реакций

13,3,3 Рекомендуемая долговечность подшипника



ч

где N_r=365 – количество дней в году

N_П=10 – количество праздничных дней

N_B=96 – количество выходных дней

K – срок службы привода, лет

T-количество смен в рабочий день

T_c=8 – продолжительность рабочей смены, ч

п=0,8 – коэффициент использования оборудования

13,3,4 Эквивалентная нагрузка

Для однорядных шарикоподшипников
при



где F_r=R₁ – радиальная нагрузка

F_a=2350 – Осевая нагрузка, Н

V=1 – коэффициент вращения при вращении внутреннего колеса

- коэффициент безопасности

К_Т=1,35 – температурный коэффициент при t=225^o

13,3,5 Расчетная долговечность подшипника



ч

где n=60 – частота вращения вала, об/мин

C=54000 – динамическая грузоподъемность, Н

a=3 – показатель степени шариковых подшипников
Результат подшипников приемлем так как

14. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ Проверка шпонки на смятие где M-передаваемый шпонкой момент, Н*мм d-диаметр вала, мм lp-рабочая длинна шпонки, мм 120 допустимое напряжения смятия, Н/мм2 ведущий вал промежуточный вал ведомый вал

15. ПОДБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ 15,1 Расчетный вращающий момент Нм где Мном=2414 Нм - передаваемый муфтой момент kp=1.3 – коэффициент режима при работе транспортерно-ленточного конвейера 15,2 Выбор муфты Учитывая номинальный диаметр валов и расчетный вращающий момент выбираем муфту типа МУВП-42 параметры муфты M кГ*м Nнаиб об/мин d D L R D1 L1 d1 d2 d3 d4 l l1 l2 l3 l4 h c Bнаиб пальцы dn n 45 3350 1-й 2-й 170 226 60 160 110 80 85 62 36 40 65 22 25 45 3 4 55 18 6 45 42 параметры пальцев, распорных и упругих втилок Размеры, мм Пальцы Расп-ые Втулки упругие dn D2 l d0 d2 d3 l1 l2 l3 l4 h b1 c R1 R2 D2 S d5 D4 l5 l6 t 18 25 82 М12 9,5 3 59 42 3 2,5 2 3 1,5 0,5 1 25 6 25 35 36 4,5 9 15,3 Проверка правильности размещения пальцев проверяем условие где n-число пальцев d4-диаметр отверстия под уплотнительный элемент R-радиус расположения пальцев Расположение пальцев соответствует условию 15,4 Проверка упругих элементов на смятие =1.59, МПа условие выполняется где R-радиус расположения пальцев, см dП –диаметр палацев,см l5 –длинна упругого элемента, см =2 – допустимое напряжение, МПа 15,4 Расчет пальцев муфты на изгиб , МПа МПа где с - зазор между полумуфтами, см - предел текучести материала пальца, МПа 15,5 Предельные смещения валов радиальное мм угловое мм/мм осевые мм 15,6 Определяем нагрузку на валы при мм , Н где - радиальная жесткость муфты, Н/мм

ЛИТЕРУТУРА Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1974. – 655 с Иванов М.Д. Детали машин. – Курсовое проектирование. – М.: Высшая школа, 1975. – 551 с. Чернавский С.А Ицкович Г.М. и др. Проектирование механических передач. – М.: Машиностроение, 1967.-608 с. Дунаев П.Ф. . Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для вузов. 3-е издание, переработанное и дополненное. – М.: Высшая школа, 1978.-352 с. Справочник металлиста: В 5 Т.1. Изд. 3-е, перераб. под редакцией С.А. Чернавского и В.Ф. Рещикова. – М.: Машиностроение, 1976. -768 с. Решетов Д.Н. Детали машин. Атлас конструкций: Учеб. пособие для вузов. – М.: Высшая школа, 1975. – 359 с. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов: Учеб. пособие для вузов: - Киев: Виша шк., 1979. – 128 с. 39

---

Смотрите также файлы

• 1 Общая часть.docx

• 37.doc

• Инструкция по конфиденциальному делопроизводству в ооо луч.doc

• Эссе об открытой коллаборативной платформе Консорциума Университетов. Лапин А. С.docx

• Зерттеуді ккейкестілігі.docx