Спроектировать привод к конвейеру

Введение

Согласно задания в данной курсовой работе требуется разработать
технический проект привода конвейера. Привод конвейера включает в себя
электродвигатель, соединенный посредством клиноременной передачи с
быстроходным валом цилиндрического одноступенчатого редуктора. На
тихоходном валу редуктора расположена звездочка конвейера.
Проектирование привода осуществляется на основании технического
задания, в котором содержатся назначение, основные характеристики и режимы
нагружения механизма. Необходимо разработать сборочные чертежи редуктора
и привода со спецификациями, деталировочные чертежи, а также оформить
расчетно-пояснительную записку.
Требуется выбрать электродвигатель, определить передаточные отношения
передач; расчитать зубчатую передачу, спроектировать валы, подобрать и
проверить подшипники, муфты, соединения, расчитать размеры основных
элементов корпуса редуктора; разработать общий вид редуктора и рабочие
чертежи основных деталей.
Форма и размеры деталей редуктора определяются конструктивными и
технологическими соображениями, а также выбором материала и способом
получения заготовок.
При проектироании ставится задача получить компактную, эстетическую и
экономичную конструкцию, что достигается использованием рациональных
материалов, оптимальным подбором передаточных отношений передач,
тспользованием своременных конструктивных решений, стандартных узлов и
деталей проеткирования привода.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5
1. Выбор электродвигателя, силовой и кинематический расчет

Общий КПД привода.
Принимаем КПД ременной и цилиндрической передач, муфты, а также двух
пар подшипников по [1, табл.1.1].

2
пмцр

=0,96 299,097,0
=0,913.
Требуемая мощность двигателя:

Р
тр1
= 
3P
= 913,0
3
=3,29 кВт.

Частота вращения выходного вала привода:
693,23030
n3







мин
1
.

Ориентировочное передаточное число привода.
Принимаем средние передаточные числа передач по [1, с.7]:
'u
цр'u'u
= 1553
.

Ориентировочная частота вращения двигателя:
10351569'unn3'
1 мин 1
.

По таблице двигателей [1, табл.П.1] принимаем Р 1 тр1Р

. Р 1 =4 кВт.
Выбираем электродвигатель 4А112МВ6, для которого Р 1 =4 кВт,
n с
1 =1000 мин 1

, S=5,1%.

Асинхронная частота вращения двигателя n
1
=n
с
1
(1- 100
S
)=1000(1- 100
1,5
)=

=949 мин 1 .
Уточнение передаточных чисел передач.

Общее передаточное число привода

75,13
69
949
n
n
u
3
1


По рекомендациям [1, с.8] принимаем стандартное значение цu
=5.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Определим необходимое передаточное число ременной передачи.

75,2
5
75,13
u
u
u
ц
р
.
Частоты вращения на валах.
Быстроходный вал редуктора n 2 = р1u/n

=949/2,75=345 мин 1
.

Тихоходный вал редуктора n 3 = n 2 / цu

=345/5=69 мин 1
.

Поскольку частота вращения выходного вала, полученная при
проектировании, совпадает с требуемой, то расчет передаточных соотношений
произведен без ошибок.
Угловые скорости на валах привода.

33,99
30
94914,3
30
n1
1



с
1
.
11,36
30
34514,3
30
n2
2



с
1
.
22,7
30
6914,3
30
n3
3



с
1
.

Мощности на валах:
29,3Р1 кВт.
12,399,096,029,3РРпр12
кВт.
399,097,012,3РРпц23
кВт.

Крутящие моменты на валах.
1,33
33,99
1029,3P
T

3

1
1
1



Нм.

5,8699,096,075,21,33uТТпрр12
Нм.
4,41599,097,055,86uТТпцц23
Нм.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Таблица 1 – Результаты кинематического расчета

№ вала n, мин 1 

, с 1 Т, Нм Р, кВт
1 949 99,33 33,1 3,29
2 345 36,11 86,5 3,12
3 69 7,22 415,4 3

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

2. Расчет клиноременной передачи

Определение сечения ремня.
По номограмме [1, рис. 7.3] принимаем сечение ремня А ГОСТ 1284-88.
Параметры клиновых ремней:
l p =11 мм, W=13 мм; T 0 =85 мм, A=81 мм 2 [1, табл.7.7].
Минимально допустимый диаметр малого шкива 90dmin1 мм [1, табл.7.7]
Расчетный диаметр ведущего шкива 3,96101,333Т3d333
дв1
мм.

Принимаем 100d1 мм.
Диаметр ведомого шкива )1(dud

1р2 2,75∙100(1-0,01)=272,3 мм.

Здесь коэффициент скольжения 01,0 . [1, с.120].
Полученное значение d 2 округляем до ближайшего стандартного: 2d
=280 мм.

Фактическое передаточное число

83,2
)01,01(100
280

)1(d
d
u
1
2
ф




.

Фактическое значение передаточного числа отличается от предварительного
на величину

%3%9,2%100
75,2
75,283,2
u
uu
uф




, что допустимо.
Определяем ориентировочное межосевое расстояние:
2178)280100(55,0T)dd(55,0а021min мм.
380280100ddа21max мм.
Расчетная длина ремня.






a4
)dd(

)dd(

2a2L

2
12

21р

2∙217+3,14(100+280)/2+(280-

-100) 2 /(4∙217)=1072 мм.
По [1, табл.7.7] округляем до ближайшего стандартного значения:
L р =1120 мм.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Уточняем межосевое расстояние.
212221р12р)dd(8))dd(L2()dd(L2
8
1
а

245)100280(8))280100(14,311202()280100(14,311202(
8
1
a22
мм.
Угол обхвата малого шкива.





1,138

245
100280

57180
a
dd
57180121
Скорость ремня.

97,4

60000
94910014,3

60000
nd
Vдв1



м/с.

Определяем число ремней.

4
95,091,088,008,1
129,3

CCCP
CP
Z
zL0
pдв







 . Принимаем Z=4.
Здесь 08,1P0 кВт - допускаемая приведенная мощность, передаваемая
одним клиновым ремнем [1, табл.7.8],
88,0C
 [1, с.135] - коэффициент угла обхвата,
91,0СL [1, табл.7.9] - коэффициент длины ремня,
9,0CZ [1, с.135] - коэффициент числа ремней,
1Сp
[1, табл.7.10] – коэффициент режима работы.
Сила предварительного натяжения одного клинового ремня.
14897,41,0

88,097,44
91,0129,3850
V

ZVC
СCP850
F22Lpдв
0






 Н.

Здесь 1,0 [1, с.136].
Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней.

662
97,4
1029,3
V
10P
F

33
дв
t



Н.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Сила давления ремней на вал.

1106
2
1,138
sin41482
2sinZF2F10в


Н.

Рабочий ресурс ремней.

HU
8

max
1
11
р

ц00CC
nd60
L
NH











,

где 6
ц0106,4N

[1, с.136],

71
 МПа,
62,15,083,25,15,0u5,1C33U
,
1CH - при постоянной нагрузке.
Максимальное напряжение в сечении ремня:
68,503,08,285,2Vи1max МПа,
где 85,2
8142
662
81
148
ZA2
F
A
Ft0
1


МПа - напряжение растяжения,

8,2
100
5,3
80
dE
1
ии


МПа – напряжение изгиба. Здесь

80Eи
МПа -

модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней.

03,01097,4120010V6262
V

МПа - напряжение от центробежных

сил. Здесь 1200 кг/м 3 - плотность материала ремня [1, с.123].

2484162,1
68,5
7
94910014,360
1120

106,4H

8

6

0








ч.

Поскольку получившееся значение больше необходимого рабочего ресурса
ремней при среднем режиме работы 2000 ч, можно сделать вывод, что клиновые
ремни проходят проверку на прочность.
Проектирование шкивов.
Шкивы изготавливают литыми из чугуна СЧ20 ГОСТ 1412-85. Размеры,
одинаковые для обоих шкивов:
b = 3,3 мм; е =15 мм; f =10 мм [2, табл.К40].
Ширина шкива M = (z-1)·е + 2·f = 651021514 мм.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Рисунок 1 – Эскиз шкива

Толщина обода S = 1,2·h = 4,107,82,1 мм. Принимаем 10S мм.
Толщина диска C = 1,2·S = 102,1 =12 мм.
Для ведущего шкива:
Расчетный диаметр шкива 100d мм.
Наружный диаметр шкива 6,1063,32100b2ddе мм.
Диаметр ступицы 51326,1d6,1dваласт мм.
Длина ступицы 822802llваласт мм.
Для ведомого шкива:
Расчетный диаметр шкива 280d мм.
Наружный диаметр шкива 6,2863,32280b2ddе мм.
Диаметр ступицы 48306,1d6,1dваласт мм.
Длина ступицы 622602llваласт мм.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

3. Расчет зубчатой передачи

Определение допускаемых напряжений.
Поскольку в задании нет конкретных указаний, выбираем как более
распространенную косозубую передачу. Материал колеса и шестерни выбираем
по [1, табл.3.3] - cталь 40Х с термообработкой – улучшение. Твердости
колеса 245Н2 HB и шестерни 270Н

1 HB [1, табл.3.3].

Допускаемые контактные напряжения.

]S[
К

][
H
HLblimH
H



,
где 70НВ2срblimН

- предел контактной выносливости для шестерни и

колеса.
6107027021blimН МПа.
5607024522blimН МПа.
Коэффициент безопасности [S Н ]=1,1 для улучшенных передач [1, с.33].

Коэффициент долговечности
6
HE
HO
HL
N
N
K
.

Здесь 4,2
срHOHB30N

- число циклов, соответствующее перелому кривой

усталости.
2053025227030N4,2
1HO .
1625997424530N4,2
2HO .
Поскольку в задании нет данных о сроке службы привода, принимаем его
длительным. В этом случае 1KHLi [1, с.33].

555
1,1
1610
][1H


МПа.
509
1,1
1560
][2H


МПа.

Расчетное допускаемое напряжение для цилиндрических передач с
непрямыми зубьями:

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

479)509555(45,0])[]([45,0][2H1HH МПа.
Определение допускаемых напряжений изгиба.
]S[][
F
0
blimF
F


Предел изгибной выносливости для шестерни и колеса.
HB8,1blimF
4862708,11blimF МПа.
4412458,12blimF МПа.
Коэффициент безопасности ]"S[]'S[]S[FFF .
75,1]'S[F [1, табл.3.9] – учитывает нестабильность свойств материала
зубчатых колес.
1]"S[F [1, с.44] – учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.
75,1175,1]S[F
278
75,1
486
][1F

МПа.
252
75,1
441
][2F

МПа.

Расчет основных параметров передачи.
Определение межосевого расстояния.

3

2
H
2
ba
3Н

аW

][u
ТК

)1u(Кa





,

где 43Ka [1, с.32] – для косозубых передач,
1KH
 [1, табл.3.1],
4,0ba [1, с.36] – коэффициент ширины зубчатого венца.

146
47954,0
4,4151

)15(43a3
22W




мм.

Округляя до большего числа из ряда межосевых расстояний, принимаем

Wa 160 мм.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5
Модуль зацепления 2,3...6,1160)02,0...01,0(a)02,0...01,0(mWn мм.
Принимаем модуль 5,2mn мм.
Принимаем предварительно 10 .
Число зубьев шестерни:

21
5,2)15(
10cos1602

m)1u(
cosa2
Z

n
W
1










.

Число зубьев колеса 105521uZZ12

Фактическое передаточное число

5
21
105
Z
Z
u
1
2
ф

Уточнение угла наклона зубьев:




















14,10

1602
)10521(5,2
arccos

a2
)ZZ(m
arccos

W
21n

.
Расчет основных геометрических размеров передачи.
Делительный диаметр колеса 
cos
Zm
dn

67,266

14,10cos
1055,2
d2




мм.
33,53

14,10cos
215,2
d1




мм.

Диаметр вершин зубьев nam2dd .
67,2715,2267,266d2a мм.
33,585,2233,53d1a мм.
Диаметр впадин зубьев nfm5,2dd .
42,2605,25,267,266d2f мм.
08,475,25,233,53d1f мм.
Ширина колеса 641604,0abWba2 мм.
Ширина шестерни 695,2264m2bb21 мм.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Проверяем межосевое расстояние.
160

2
67,26633,53
2
dd
a21W



мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

2,1
33,53
64
d
b
1
1
bd
.
Окружная скорость колес:
96,0

102
33,5311,36
2
d
V

3

12







м/с.

По [1, с.32] назначаем 8-ю степень точности передачи.

HHHHKKKK

- коэффициент нагрузки при расчете по контактным

напряжениям.
05,1KH
 [1, табл.3.5], 06,1KH

 [1, табл.3.4], 1KH

 [1, табл.3.6].

11,1106,105,1KH .
Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.

][

ub
)1u(TK
a
270

H2
2
3
3H
W
H






479][МПа421

564
)15(104,41511,1
160
270

H2
33

H






МПа.

Силы в зацеплении:

Окружная сила

3116

67,266
104,4152
d
10T2

FFF

3

2
3
3

2t1tt





Н.

Радиальная сила

1152
14,10cos
20tg3116
cos
tgF
FFFWt
2r1rr






Н.
Осевая сила 55714,10tg3116tgFFFFt2a1aa Н.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5
Рисунок 2 - Схема сил в цилиндрической передаче: 1 – шестерня, 2 – колесо

Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба.

][

bm
KYYFK
F

n
FFtF
F

,
Здесь 
FFFKKK

- коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям

изгиба.
1,1KF
 [1, табл.3.8], 13,1KF

 [1, табл.3.7].

24,113,11,1KF .
FY - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.
Приведенные числа зубьев:
3
Vcos/ZZ .
01,4Y2214,10cos/21Z1FS3
1V [1, с.42].
6,3Y1,11014,10cos/105Z2FS3
2V [1, с.42].





70
6,3
252
Y
][
3,69
01,4
278
Y
][

2F
2F

1F
1F

зубья шестерни слабее, чем зубья
колеса по условию изгибной выносливости, поэтому произведем их проверку.

93,0
140
14,10
1

1401Y



- коэффициент, учитывающий угол наклона

зуба.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

92,0KF
 [1, с.47] – коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями.

278][МПа83

5,264

92,093,001,4311624,1
1F1F






МПа.

Передача проходит проверки на прочность.

4. Ориентировочный расчет валов

Быстроходный вал.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Рисунок 3 – Эскиз быстроходного вала редуктора

Диаметр выходного участка

9,27
202,0
105,86

][2,0
Т
d3

3

3
к
2







мм. Принимаем

30d мм.
Длина выходного участка 60l мм. [1, табл.П10].
Диаметр вала под уплотнением 342230а2ddу

мм, где а=2 мм

[1, с.167] – высота заплечика.
Принимаем 35dу

мм. Выбираем из ГОСТ 8752-79 манжету 105535
.

Диаметр участка вала под подшипником упdd
Принимаем 35dп мм. Выбираем из ГОСТ 8338-75 два радиальных
шариковых подшипника 207.
Диаметр подшипникового буртика 5,425,2335с3ddпбп мм, где
с=2,5 мм [1, с.167] – координата фаски подшипника.
Принимаем 45dбп мм.
Длина участка вала под уплотнением определяется конструктивно.
Длина подшипникового участка равна ширине подшипника: 17lп мм.
Минимальный зазор между деталями передач

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5
62160025,02а025,0w мм. Принимаем минимально допустимое
значение 8 мм.
Тихоходный вал.

Рисунок 4 – Эскиз тихоходного вала редуктора

Диаметр выходного участка

47
202,0
104,415

][2,0
Т
d3

3

3
к
2








мм. Принимаем

50d мм.
Длина выходного участка 110l мм. [1, табл.П10].
Диаметр вала под уплотнением 605250а2ddу

мм, где а=5 мм

[1, с.167] – высота заплечика.
Принимаем 60dу

мм. Выбираем из ГОСТ 8752-79 манжету 108560
.

Диаметр участка вала под подшипником упdd
Принимаем 60dп мм. Выбираем из ГОСТ 8338-75 два радиальных
шариковых подшипника 212.
Диаметр участка вала под колесом пкdd
Принимаем 65dк мм.
Диаметр буртика колеса 5,725,2365с3ddкбк мм, где с=2,5 мм –
размер фаски колеса [1, с.167].

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Принимаем 75dбк мм.
Длина участка вала под уплотнением определяется из построения.
Длина левого подшипникового участка равна ширине подшипника: 22lп
мм.
Длина правого подшипникового участка 3228222llп'
п мм.

Длина участка вала под колесом 76278)3...2(llстк мм.
Длина ступицы колеса 78652,1d2,1lкст мм.

5. Компоновка редуктора

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Проектирование цилиндрического колеса.

lст
b2

Рисунок 5 – Эскиз цилиндрического колеса

Диаметр ступицы 104656,1d6,1dст мм.
Длина ступицы 78lст мм (рассчитано ранее).
Ширина ободка 86405,05,22b05,0m2S2 мм.
На торце зубчатого венца выполняется фаска, равная m=2,5 мм.
Проектирование элементов корпуса.
Толщина стенки корпуса 8 мм (рассчитано ранее).
Толщина стенки крышки корпуса 82,789,09,01 мм.
Толщина фланца 1285,15,1ф
мм.
Толщина фланца крышки 11129,09,0ф1ф
мм.

Высоту приливов во фланце определяем графически, исходя из условия
размещения головки стяжного болта на плоской опорной поверхности.
Толщина лапы 2085,25,2ë мм.
Диаметр фундаментного болта 8,161216003,012а03,0dwф
мм.
Выбираем болты М16. При межосевом расстоянии цилиндрической передачи
160аw мм необходимое число фундаментных болтов равно 4.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Диаметр стяжного болта 121675,0d75,0dфст

мм. Принимаем болты
М12. Стяжные болты располагаем на фланцах примерно на одинаковом
расстоянии друг от друга с шагом (10-12) стd .
Фиксирование корпуса относительно крышки осуществляется штифтами с
диаметром 10128,0d8,0dстш мм.

1,25dфdф
d
1,25dd

dф

Рисунок 6 – Эскиз элементов корпуса редуктора

6. Проектный расчет валов

Быстроходный вал.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5
На быстроходный вал действуют окружная, радиальная и осевая силы от
цилиндрической передачи, а также сила давления на вал от ременной передачи.

Рисунок 7 – Эпюры моментов на быстроходном валу

Определяем реакции в опорах.
Плоскость 0Z :
0MАZ

; 0llR

2
d

FlF32BZ11a21r

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Н711

055,0055,0
2
05333,0

557055,01152

ll
2
d
FlF
R

32
1
1a21r
ВZ









.

Н4417111152RFRВZ1rАZ .
Плоскость 0X :
0MАX ; 0llRlFlF32ВX21t1t

Н2327

055,0055,0
055,031160765,01106

ll
lFlF
R

32
21t1t
ВX








.

H318232731161106RFFRВX1ttАX .
Суммарные реакции в опорах.
544441318RRR222

AZ
2
AXA
Н.
24337112327RRR222

BZ
2
BXВ
Н.

Тихоходный вал.
На тихоходный вал действуют окружная, радиальная и осевая силы от
цилиндрической передачи.
Определяем реакции в опорах.
Плоскость 0Z :
0MАZ

; 0llR

2
d

FlF32BZ22a22r

Н64

058,0058,0
2
26667,0

557058,01152

ll
2
d
FlF
R

32
2
2a22r
ВZ









.

Н1216641152RFRВZ2rАZ .
Плоскость 0X :
0MАX ; 0llRlF32ВX22t
Н1558

058,0058,0
058,03116

ll
lF
R
32
22t
ВX







.
H155815583116RFRВX2tАX .
Суммарные реакции в опорах.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

197612161558RRR222

AZ
2
AXA
Н.
1559641558RRR222

BZ
2
BXВ
Н.

Рисунок 8 – Эпюры моментов на тихоходном валу

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

7. Расчет валов по запасу прочности

Быстроходный вал.
Поскольку принято, что быстроходный вал выполняется в виде вала-
шестерни, то материал зубьев цилиндрической шестерни – сталь 40Х, является
одновременно и материалом всего вала. Пределы текучести и прочности для
стали 40Х, [1, табл.3.3]:
.МПа930;МПа690ВТ
Определим пределы выносливости стали 40Х при симметричном цикле
напряжений для изгиба ( 1 ) и кручения (
1 ):
МПа40093043,043,0В1
 , МПа23240058,058,011
 .
Проверим на сопротивление усталости сечение вала посредине нарезанных
зубьев шестерни.
Коэффициент запаса прочности по усталости:

5,2S

SS
SS
S
22






.

mV
1
kS















- коэффициент запаса прочности по нормальным

напряжениям,
где 7,1k
 - эффективный коэффициент концентрации нормальных

напряжений [1, табл.8.6],
71,0
 [1, табл.8.8] - масштабный фактор для нормальных напряжений,
94,0 [1, с.162] – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости
поверхности,
25,0
 [1, с.164].

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

W
10M3
V



- напряжение изгиба в опасном сечении.

3

24

1a

2
1f1a1f1a1

n4
1a

мм13954

33,5832
)08,4733,58)(08,4733,58(21
2
5,214,3

33,5814,3

d32
)dd)(dd(z
2
m
d
W














8,1331,39128MММ222

z
2
x

Нм.

6,9
13954
108,1333
V


МПа.
3,0

4
08,4714,3
557

4
d
F
22
1f
1a
m





МПа.
31,16
3,025,06,9

94,071,0
7,1
400

S





.

mV
1
kS















- коэффициент запаса прочности по касательным

напряжениям,
где 55,1k
 - эффективный коэффициент концентрации нормальных

напряжений [1, табл.8.6],
71,0
 [1, табл.8.8] - масштабный фактор для нормальных напряжений,
94,0 [1, с.162] – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости
поверхности,
1,0
 [1, с.166].

1,2
204792
105,86
W2
10T3
к
3
1

mV






МПа - напряжение изгиба в опасном

сечении.

2

33
1f
кмм20479

16
08,4714,3
16
d
W



Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

61,45
1,21,01,2

94,071,0
55,1
232

S





.





29,15
61,4531,16
61,4531,16
S

22

5,2S

Проверим опасное сечение посредине левой подшипниковой шейки.
Коэффициент запаса прочности по усталости:

5,2S

SS
SS
S
22






mV
1
kS















,

где
9,3k




[1, табл.8.7],
94,0
[1, с.162],

25,0

[1, с.164].

W
10M3
V



- напряжение изгиба в опасном сечении.

3

33

мм4207
32
3514,3
32
d
W


6,8406,84MММ222

z
2
x

Нм.

1,20
4207
106,843
V


МПа.
6,0
4
3514,3
557

4
d
F
22
1a
m




МПа.
79,4
6,025,01,20
94,0
9,3
400

S




.

mV
1
kS















,

где

74,24,09,36,04,0k
6,0k










,
94,0
[1, с.162],

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

1,0
 [1, с.166].

1,5
84142
105,86
W2
10T3
к
3
2

mV






МПа - напряжение изгиба в опасном

сечении.

3

33
кмм8414

16
3514,3
16
d
W



09,15
1,51,01,5
94,0
74,2
232

S




.





57,4
09,1579,4
09,1579,4
S

22

5,2S

Быстроходный вал проходит проверку.
Тихоходный вал.
Принимаем материал тихоходного вала – сталь 45. Пределы текучести и
прочности для стали 45 [1, табл.3.3]:
.МПа780;МПа440ВТ
Пределы выносливости стали 45 при симметричном цикле напряжений для
изгиба ( 1 ) и кручения (
1 ):

МПа33578043,043,0В1
 , МПа19433558,058,011
 .
Проверим на сопротивление усталости сечение вала посредине участка под
зубчатым колесом.
Коэффициент запаса прочности по усталости:

5,2S

SS
SS
S
22






mV
1
kS















,

где 8,1k
 [1, табл.8.5], 78,0

 [1, табл.8.8],

94,0
[1, с.162], 2,0

 [1, с.164].

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

W
10M3
V



- напряжение изгиба в опасном сечении.
323211
мм23687

652
765718
32
6514,3

d2
tdtb
32
3
d
W









6,1145,704,90MММ222

z
2
x

Нм.

8,4
23687
106,1143
V


МПа.
2,0
4
6514,3
557

4
d
F
22
2a
m




МПа.
33,28
2,02,08,4

94,078,0
8,1
335

S





.

mV
1
kS















,

где 7,1k
 [1, табл.8.5], 67,0

 [1, табл.8.8],

94,0
[1, с.162], 1,0

 [1, с.166].
1,4
506352
104,415
W2
10T3
к
3
3

mV







МПа - напряжение изгиба в опасном

сечении.

3232113
кмм50635

652
765718
16
6514,3

d2
tdtb
16
d
W










9,16
1,41,01,4

94,067,0
7,1
194

S





.




51,14
9,1633,28
9,1633,28
S

22

5,2S

Проверим опасное сечение посредине выходного участка вала.
Коэффициент запаса прочности по усталости:
5,2SSS

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

mV
1
kS















,

где 7,1k
 [1, табл.8.5], 7,0

 [1, табл.8.8],

94,0
[1, с.162], 1,0

 [1, с.166].
4,9
220362
104,415
W2
10T3
к
3
3

mV







МПа - напряжение изгиба в опасном

сечении.

3232113
кмм22036

502
5,550914
16
5014,3

d2
tdtb
16
d
W
















69,7
4,91,04,9

94,07,0
7,1
194

SS5,2S

Тихоходный вал проходит проверку.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

8. Проверка долговечности подшипников

Быстроходный вал.

Рисунок 9 – Схема установки подшипников на быстроходном валу

Вал установлен на радиальных шариковых подшипниках 207
ГОСТ 8338-75: C

25,5 кН; 

0C 13,7 кН.

Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:

р
6
h

P
C
n60
10
L









,

где р=3 - для шарикоподшипников,
ТбaПrПКК)YFХVF(P - эквивалентная динамическая нагрузка.
Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника,
3,1Кб [1, табл. 9.19] – коэффициент безопасности,
1Кт [1, с.212] – температурный коэффициент.

AП1rRF 0,54 кН, 

BП2rRF 2,43 кН – реакции опор, определены ранее.

0FП1а , 56,0FF
1aп2а кН.
Относительная осевая нагрузка:

041,0
7,13
56,0
C
F
o
a


. По [1, табл. 9.18] e=0,25.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5


П1r
П1a
VF
F
0. Для этого случая X=1; Y=0 [1, табл. 9.18].

П2r
П2a
VF
F
0,56/(1·2,43)=0,23<e=0,25. В этом случае X=1; Y=0 [1, табл. 9.18].
7,013,1)0054,011(P1 кН.
16,313,1)56,0043,211(P2 кН.
Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному
из них.

25386

16,3
5,25
34560
10
L

3

6

2h







ч.>
10000Lh

ч., где 10000 ч. – минимальная

долговечность подшипников зубчатых редукторов по ГОСТ 16162-85.
Тихоходный вал.

Рисунок 10 – Схема установки подшипников на тихоходном валу

Вал установлен на радиальных шариковых подшипниках 212
ГОСТ 8338-75: C

52 кН; 
0C 31 кН.

Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:

р
6
h

P
C
n60
10
L









,

где р=3 - для шарикоподшипников,
ТбaПrПКК)YFХVF(P - эквивалентная динамическая нагрузка.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника,
3,1Кб [1, табл. 9.19] – коэффициент безопасности,
1Кт [1, с.212] – температурный коэффициент.

AП1rRF 1,98 кН, 

BП2rRF 1,56 кН – реакции опор, определены ранее.

56,0FF2aп1а кН, 0F
П2а .
Относительная осевая нагрузка:

018,0
31
56,0
C
F
o
a


. По [1, табл. 9.18] e=0,2.


П1r
П1a
VF
F
0,56/(1·1,98)=0,28>e=0,2. В этом случае X=0,56; Y=2,21

[1, табл. 9.18].

П2r
П2a
VF
F
0. Для этого случая X=1; Y=0 [1, табл. 9.18].
05,313,1)56,021,298,1156,0(P1 кН.
03,213,1)0056,111(P2 кН.
Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному
из них.

1197044
05,3
52
6960
10
L

3

6
2h







ч.>
10000Lh
ч.

Подшипники обоих валов проходят проверку на долговечность.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

9. Расчет шпоночных соединений

Шпонки выбираются из ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра участка
вала, на который они устанавливаются. Проверяются шпонки на смятие боковых
граней.

Рисунок 11 – Эскиз шпонки
100][

)th(dl
Т2

СМ
1р
СМ


МПа.
Выходной участок быстроходного вала.
d=30 мм, t 1 =4 мм, h=7 мм, 42850bllр
мм.
100][МПа8,45

)47(4230
105,862

СМ

3

СМ





МПа.

Выходной участок тихоходного вала.
d=50 мм, t 1 =5,5 мм, h=9 мм, 8614100bllр
мм.

100][МПа2,55

)5,59(8650
104,4152

СМ

3

СМ





МПа.
Участок под зубчатым колесом тихоходного вала.
d=65 мм, t 1 =7 мм, h=11 мм, 501868bllр
мм.
100][МПа9,63

)711(5065
104,4152

СМ

3

СМ





МПа.
Все выбранные шпонки проходят проверку на прочность.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

10. Выбор смазки и смазочного материала

Для смазывания редукторной передачи применяем картерную систему. В
корпус редуктора заливают масло так, чтобы венец колеса был в него погружен.
Колесо при вращении увлекает масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло
попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть.
Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает
поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
По [1, табл.10.8] определяем требуемую кинематическую вязкость масла.
с/мм342
50 . По [1, табл.10.10] выбираем масло индустриальное И-30А
ГОСТ 20799-88.
Контроль уровня смазки производится по меткам на маслоуказателе.
Заливка масла осуществляется через верхнюю крышку редуктора, а слив
отработанного масла производится через пробку.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

11. Порядок сборки привода

В первую очередь собирается редуктор: на тихоходный вал
запрессовывается зубчатое колесо; на него устанавливается подшипник с одной
стороны и подшипник со втулкой с другой. Выполняется сборка вала-шестерни с
подшипниками. Все это устанавливается в корпус редуктора.
При сборке редуктора необходимо обеспечить, чтобы валы вращались
плавно и без заедания, не было осевых люфтов.
Корпус и боковые крышки редуктора стягивают болтами М12, плоскость
разъема покрывают тонким слоем герметика. Затем редуктор устанавливается на
раму, с помощью 4-х болтов М16. Через смотровой люк в редуктор заливается
масло марки И-30А. На раму устанавливают электродвигатель на салазках.
Салазки фиксируются к раме с помощью 4-х болтов М12. Затем
устанавливаются шкивы на быстроходный вал редуктора и на вал
электродвигателя и закрепляются концевыми шайбами, а далее устанавливаются
ремни. После затягиваются ремни с помощью регулировочных болтов, и
конструкция фиксируется на раме окончательно.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Заключение

В соответствии с заданием в курсовой работе спроектирован привод
конвейера, состоящий из электродвигателя, соединенного посредством
клиноременной передачи с быстроходным валом одноступенчатого
цилиндрического редуктора. На тихоходном валу редуктора расположена
звездочка конвейера. Произведен кинематический расчет, выбран двигатель,
рассчитаны цилиндрическая и клиноременная передачи, спроектированы валы,
корпус редуктора. Проверены на прочность передачи, валы и шпонки, а также
подшипники редуктора на долговечность. Выбран способ смазки и смазочный
материал.
Выполнены сборочные чертежи редуктора и привода со спецификациями, а
также рабочие чертежи основных деталей редуктора.

Из
м
Ли
ст
№ докум. Подпи
сь
Да
та

Ли
ст
5

Список использованных источников

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие
для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А.
Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.:
Машиностроение, 1988.
2. Иванов М.Л. Детали машин: Учеб. для студентов втузов / М.Л. Иванов,
В.А. Финогенова. — 6-е изд., перераб. — М.: Высш. шк., 2000.
3. Ерохин М.Н. Детали машин и основы конструирования: Учебник для
студентов высш. учеб. Заведений / М.Н. Ерохина. - М.: КолосС, 2005.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. -
М., Высшая школа, 2000.
5. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. —
Калининград: Янтар. сказ, 2002.
6. Гузенков П.Г. Курсовое проектирование по деталям машин и подъемно-
транспортным машинам: Методические указания и задания к проектам и
работам для студентов-заочников технических специальностей высших учебных
заведений/П.Г. Гузенков, А.Г. Гришанов, В.П. Гузенков. – М.: Высшая школа,
1990. – 111 с.