ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ. 4

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ. 5

2 РАСЧЁТ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 9

3 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 16

4 РАСЧЁТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 22

5 ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ.. 27

6 ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА РЕДУКТОРА.. 29

7 ПРИБЛИЖЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ.. 32

8 ПОДБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК.. 38

9 ВЫБОР МУФТЫ.. 40

10 УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ.. 41

11 ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ.. 48

Список использованных источников. 49

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод ленточного конвейера по следующим исходным данным:

-окружное усилие на звёздочках F_t=25 кН;

-скорость ленты  v=0,55 м/с;

-диаметр барабана D_б=300 мм;

-срок службы привода L=5 лет;

Кинематическая схема привода представлена на рисунке 1.

Рис.1 – Кинематическая схема привода ленточного конвейера

1-    Электродвигатель

2-    Малый шкив ременной передачи

3-    Ремень

4-    Большой шкив ременной передачи

5-    Шестерня коническая

6-    Колесо коническое

7-    Шестерня цилиндрическая

8-    Колесо цилиндрическое

9-    Муфта

             I-     Быстроходный вал

          II-     Промежуточный вал

       III-     Тихоходный вал

      IV-     Вал рабочего органа

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Цель расчета: определение потребной мощности электродвигателя, выбор электродвигателя, определение передаточного отношения привода и кинематических параметров каждого вала.

Исходные данные:

-окружное усилие на звёздочках F_t=25 кН;

-скорость ленты  v=0,55 м/с;

-диаметр барабана D_б=300 мм;

-срок службы привода L=5 лет;

Расчётной схемой является рисунок 1 из технического задания.

1.1 Мощность на приводном валу P_{вых, ,}кВт:

,                                        (1.1)

где F_t – окружное усилие, кН; v – скорость вращения ленты.

1.2 Частота вращения приводного вала n_вых, об/мин:

где D_б – диаметр барабана.

1.3  Потребная мощность двигателя:

где η – общий КПД привода;

Общий КПД привода вычисляем по формуле:

                                              ,                                        (1.4)

      где η₁ – КПД ременной передачи:

η₁=0,95

             η₂ – КПД конической зубчатой передачи:

η₂=0,94

η₃ – КПД цилиндрической передачи:

η₃=0,95

                 η_М – КПД муфты

η_М=0,98

       Общий КПД привода:

Потребная мощность электродвигателя:

1.4 Потребная частота вращения вала электродвигателя n, об/мин:

                                  (1.5)

             где  u – общее передаточное отношение привода.

                                   (1.6)

              где  u₁ – передаточное ременной передачи

u₁=5

                     u₂ – передаточное отношение конической зубчатой передачи

u₂=4,5

                      u₃ – передаточное отношение цилиндрической зубчатой        передачи

u₃=4

         Общее передаточное отношение привода:

         Потребная частота вращения электродвигателя:

1.5 Выбор электродвигателя:

В соответствии с потребными мощностью и частотой вращения принимаем электродвигатель:

АИР160М2/2910

          Его паспортные данные:

                   - номинальная мощность  Р_эд=18,5 кВт

                   -номинальная частота вращения:  n_э=2910 об/мин;

                   -диаметр хвостовика: d_хв=42 мм

1.6 Уточняем передаточное отношение:

         Уточненное передаточное число меньше рассчитанного, следует уточнить передаточное отношение ременной передачи u₁:

1.7 Рассчитываем мощность на валах:

1.8Рассчитываем частоту вращения валов:

1.9 Рассчитываем вращающие моменты на валах:

         Значения мощностей, частот и вращающих моментов на валах для удобства сведены в таблицу 1.1

Таблица 1.1 – Мощности, частоты, моменты на валах

2 РАСЧЁТ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Цель расчета: Рассчитать коническую  передачу с круговым зубом  по исходным данным.

Исходные данные:

               Частота вращения на быстроходном валу: n_I = 630 об/мин;

               Вращающий момент на валах: T_I = 239 Н∙м;  T_II = 1010 Н∙м

               Передаточное отношение: u = 4,5;

    Коническое зацепление осуществляется аналогично цилиндрическому, только вместо цилиндров перекатываются друг по другу начальные конусы. В курсовом проекте рассчитывают конические передачи прямозубые и с круговым зубом, без смещения, с межосевым углом S = 90°, в которых делительные и начальные конусы совпадают. Геометрические параметры конического зацепления приведены на рис. 2.1. Основным расчётным параметром является внешний делительный диаметр колеса d_e2,  принимаемый стандартным аналогично межосевому расстоянию цилиндрической зубчатой передачи:

Рис.2.1 - Коническое зацепление

,                                          (2.1)

где  — коэффициент, учитывающий различную несущую способность конических и цилиндрических прямозубых колёс; для колёс с круговыми зубьями определяют по таблице 2.1:

Таблица 2.1 – значения поправочных коэффициентов для различных групп сталей

Коэффициент	Стали I группы	Стали II группы	Стали III группы
	1,22+0,21u	0,81+0,15u	1,13+0,13u
	0,94+0,08u	0,65+0,11u	0,85+0,043

Коэффициент динамической нагрузки K_Hu определяют по таблицам для цилиндрических передач с точностью изготовления на одну степень ниже. Его определяют в зависимости от окружной скорости колёс и степень точности. Ориентировочное значение окружной скорости u" в м/c рекомендуется определять для колёс из материалов I и III групп по формуле:

,                                                    (2.2)

где T₂ — вращающий момент на тихоходном валу, Н·м.

При расчёте передачи назначают число зубьев шестерни z₁ = 18...32, число зубьев колеса рассчитывают по формуле

.                                                    (2.3)

Внешний торцовый модуль

                                              (2.4)

рассчитывают с точностью до сотых долей миллиметра и не округляют. Внешнее конусное расстояние (не округляют):

.                                            (2.5)

Ширину венца определяют по формуле

                                                (2.6)

Средний торцовый модуль:

,                                            (2.7)

где d₁ — угол при вершине делительного конуса шестерни.

.                                                (2.8)

В передачах с круговым зубом рекомендуется принимать угол наклона линии зуба по среднему сечению b_m = 35°. Для этих передач расчётный нормальный модуль

,                                         (2.9)

где R_m — среднее конусное расстояние:

;                                                   (2.10)

Внешние делительные диаметры :

                                                                                               (2.11)

Средние делительные диаметры:

                                                      (2.12)

Внешние диаметры вершин :

                                                                     (2.13)

Внешние диаметры впадин :

                                                                       (2.14)

Внешняя высота головки зуба :

                                                                                (2.15)

Внешняя высота ножки зуба:

                                                         (2.16)

Внешняя высота зуба :

                                                         (2.17)

Угол головки зубьев :

                                                                                     (2.18)

Угол ножек зубьев:

                                                                                      (2.19)

Углы конусов вершин:

                                                                                         (2.20)

Углы конусов впадин:

                                                                                        (2.21)

Расчётное базовое расстояние: 

                                  .                                     (2.22)

Окружная скорость колёс:

                                        u = π·d_m1·n₁/60000                                          (2.23)

После определения геометрических параметров и окружной скорости уточняют коэффициент K_Нu и выполняют проверочный расчёт по контактным напряжениям. Рабочее контактное напряжение:

.                            (2.24)

Вращающий момент на валу колеса Т₂ следует ставить в формулу (2.24) в Н×мм.  По контактным напряжениям допускается перегрузка до 3% и недогрузка до 10%. Для расчёта напряжений изгиба и валов определяют усилия в зацеплении.  Окружное усилие

                                                   (2.25)

В зацеплении радиальное усилие на шестерне, равное осевому усилию на колесе

F_{r 1}= F_a2 =F_ttga·cosd₁ .                                         (2.26)

Осевое усилие на шестерне, равное радиальному усилию на колесе

F_{a 1}= F_r2 =F_t·tga·sind₁ .                                           (2.27)

Эквивалентные числа зубьев (для прямозубых передач), по которым определяют коэффициенты формы зуба

                                                       (2.28)

Биэквивалентные числа зубьев (для непрямозубых передач)

                                               (2.29)

Рабочее изгибное напряжение шестерни:

s_F1 = Y_F1Y_bF_t K_FbK_Fu K_Fд/(b₁m_nm) ≤ ,                       (2.30)

Рабочее изгибное напряжение колеса:

s_F2 = s_F1Y_F2/Y_F1 ≤                                           (2.31)

Расчёты выполнены в компьютерной программе APM WIN-MACHINE (Приложение А), и представлены в таблице 2.2

Таблица 2.2 – Основные параметры конической зубчатой передачи

Параметр	Величина
	Шестерня	Колесо
Мощность Р,кВт	15,74	14,85
Частота вращения n,об/мин	630	140
Вращающие моменты Т,Н×м	239	1010
Материалы: сталь	40Х	45
Термообработка	Улучшение +ТВЧ	Улучшение
Внешнее конусное расстояние Re,мм	176,148
Внешний окружной модуль me,мм	4
Средний окружной модуль mn,мм	2,812
Число зубьев z	19	86
Передаточное число u	4,5
Угол наклона β	35
Ширина венца b,мм	50

Внешний делительный диаметр de,мм	76	344
Средний делительный диаметр dm,мм	65,214	295,177
Внешний диаметр вершин dae,мм	82,626	345,464
Угол при вершине делительного конуса δ	12,458	77,542

Продолжение Таблицы 2.2

Окружное усилие в зацеплении Ft,Н	6843,344
Радиальное усилие в зацеплении Fr,Н	1935,358	2002,793
Осевое усилие в зацеплении Fa,Н	5334,89	4022,973
Рабочее контактное напряжение Ϭн,МПа	546,797
Допускаемое контактное напряжение [Ϭн],МПа	554,545
Рабочее изгибное напряжение  ϬF,МПа	179,923	174,417
Допускаемое изгибное напряжение  [ϬF],МПа	285,882	308,561

Вывод: Контактная и изгибная прочность достаточны.

3 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Цель расчета: Выбрать материалы косозубых цилиндрических колёс и рассчитать допускаемые контактные и изгибные напряжения.

Исходные данные:

      Крутящий момент на тихоходном валу колеса: T_III = 3836 Н×м                     

      Частота вращения быстроходного вала : n_II =140 б/мин                             

      Передаточное отношение : u₃ = 4

      Косозубая передача внешнего зацепления

3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

     При мощности электродвигателя 18,5 кВт в качестве материала зубчатых колес целесообразно применить сталь средней твердости. Шестерня имеет большую, чем колесо частоту вращения, следовательно испытывает большие нагрузки и твердость шестерни должна быть больше твердости колеса. Материал колеса и шестерни представлен в табл. 3.1.

Таблица 3.1 - Материалы зубчатых колес

	Шестерня	Колесо
Марка стали	40Х	45
Термообработка	Улучшение + ТВЧ	Улучшение
Твёрдость сердцевины	269-302 НВ	269-302 НВ
Твёрдость поверхности	45-50 HRC	269-302 НВ
ϬТ, МПа	750	650
ϬВ, МПа	900	890

Основными критериями расчета являются контактная и изгибная прочность.

3.2 Контактные напряжения:

     Допускаемые контактные напряжения:

где  σ_{H lim} – предел контактной выносливости, МПа;

       S_H – коэффициент безопасности, S_H = 1,2.

                                            (3.2)   

где HRC – твердость по Роквеллу.

                                                (3.3)

где HB – твердость по Бринеллю;

Расчётное допускаемое контактное напряжение:

                                 (3.4)

3.3 Изгибные напряжения

Допускаемые изгибные напряжения:

                                                 ,                                                   (3.5)

где σ_{F lim} – предел изгибной выносливости, МПа;

      S_F – коэффициент безопасности.

         Рассчитываем коэффициент долговечности тихоходной ступени редуктора: L=5 лет.

         Ресурс привода:

                                (3.6)

3.4 Определение основных параметров цилиндрической зубчатой передачи:

         Расчет передач произведен в программе APM WinMachine. APM Trans. Зубчатая передача рассчитана по приведенному ниже алгоритму:

Межосевое расстояние a_w, мм:

          ,                  (3.7)

где u – передаточное отношение;

           К – коэффициент межосевого расстояния (К = 270);

           Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Н×мм;

         – неравномерности распределения нагрузки между контактными линиями ;

         – концентрации нагрузки ;

          – динамической нагрузки;

        [s_Н] – допускаемое контактное напряжение, МПа;

         К_НД – коэффициент долговечности ;

         y_а – коэффициент ширины венца .

Полученное значение межосевого расстояния округляется до ближайшего стандартного по единому ряду главных параметров.

Ширина колеса b₂, мм:

b₄ = y_а×a_w,                                                          (3.8)

Ширина шестерни b₁, мм:

b₁ =1,12b₂                                                           (3.9)

Полученные значения округлены до стандартных.

Контактное напряжение s_Н, МПа:

              (3.10)

Окружная сила F_t, Н:

                                 (3.11)

Радиальное усилие,Н:

                               (3.12)

Осевое усилие,Н:

                                        (3.13)

         Нормальная сила F_n, Н:

,                                  (3.14)

Модуль m, мм:

m = (0,01…0,02) a_w³1,5                     (3.15)

         Полученное значение модуля округляется до ближайшего стандартного в соответствии с предпочтительным рядом модулей.

         Число зубьев шестерни z₁:

,                                                (3.16)

         Округленное до ближайшего целого числа,  z₁ принимают за окончательное значение.

         Фактические изгибные напряжения s_F, МПа :

,                    (3.17)

где Y_b – коэффициент наклона зуба .

3.5 Геометрический расчёт цилиндрической передачи

         Цель геометрического расчета – определение делительных диаметров, диаметров вершин и впадин зубьев.

         Для расчета необходимо знать: межосевое расстояние, числа зубьев колеса и шестерни, модуль m.

         Расчет произведен на APM WinMachine. APM Trans. Алгоритм расчета:

         Делительный диаметр d, мм:

d = m×z/cosb,                                                      (3.18)

         Диаметр вершин d_a, мм:

d_a = d+2×m(1+x),                                               (3.19)

         где    х – смещение.

         Диаметр впадин d_f, мм:

d_f = d – 2×m(1,25 – x),                                          (3.20)

Результаты расчётов приведены в таблице 3.2

Таблица 3.2 – Основные параметры цилиндрической зубчатой передачи

Параметр	Величина
	Шестерня	Колесо
Мощность P, кВт	14,8	14,06
Частота вращения n, об/мин	140	35
Вращающий момент Т, Н*м	1010	3836
Материал: сталь	40Х	45
Термообработка	Улучшение + ТВЧ	Улучшение
Межосевое расстояние aω,мм	261,002
Модуль m, мм	4
Число зубьев z	26	103
Передаточное отношение u	4
Угол наклона β, град	8,699
Ширина венца b, мм	124	116
Делительный диаметр d,мм	105,21	416,795
Диаметр вершин da,мм	113,21	424,795
Диаметр впадин df, мм	95,21	406,795
Окружное усилие в зацеплении Ft, H	18407,145
Радиальное усилие в зацеплении Fr, H	6856,495
Осевое усилие в зацеплении Fa, H	2816,365

Продолжение таблицы 3.2

Рабочее контактное напряжение ϬН,  МПа	614
Допускаемое контактное напряжение [ϬН],  МПа	621,976
Рабочее изгибное напряжение ϬF,  МПа	112,72	105,733
Допускаемое изгибное напряжение [ϬF],  МПа	285,822	337,564

Вывод: контактная и изгибная прочность достаточны.

4 РАСЧЁТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

         Ремённые передачи относятся к передачи трением(сцеплением). Они состоят из шкивов, охватываемых ремнями в состоянии напряжения. Наибольшее распространение получили клиноремённые передачи, обладающие более высокой тяговой способностью, чем плоскоременные передачи.

Рис.4.1-Кинематическая схема передачи

         Исходные данные:

                   Мощность Р₁ = 18,5 кВт

                   Частота вращения n₁ =2910 об/мин

                   Передаточное отношение u = 4,62

                   Ресурс Н₀=5020 ч.

4.1 По номограмме [4] выбраны ремни сечением А с параметрами:

         Расчётная ширина l_p = 11 мм

         Высота ремня Т₀ = 8 мм

         Площадь сечения А= 81 мм²

         Масса m = 0,1 кг

         Диаметр малого шкива d₁ =140 мм

4.2 Геометрические параметры

Диаметр большого шкива:

d₂ = 140 ×4,62=646. Принимаем стандартное значение d₂  = 630 мм.

Уточняем передаточное отношение:

u = d₂/ (d₁(1-s)) = 630/(140(1-0,02)) = 4,5                     (4.2)

Межосевое расстояние а:

а = (0,55…1)(                                   (4.3)

a = (0,55…1)(6зо+140) = 425…770 . Принимаем а = 500 мм.

Длина ремня:

.

Принимаем стандартную длину L_p = 3150 мм

Уточняем межосевое расстояние:

 (4.5)

               Угол обхвата малого шкива:

4.3 Расчет по тяговой способности.

         Определяем коэффициенты: C_p = 1,2; C_L=1,16;  C_Z =0,79 [4].

         Коэффициент угла обхвата :

C_α=1-0,003(180-150)=0,92

         Допускаемая мощность на один ремень P₀=3,87 [4].

         Число ремней:

Принято число ремней: z = 7.

4.4 Силовые зависимости.

        Усилие предварительного натяжения одного ремня:

Сила, действующая на валы:

F_r = 2×F₀×z×Sin(α₁/2)                                       (4.7)

F_r = 2×300,8×7×Sin(75) = 4085 H

Вращающий момент:

T₁ = 9550×P₁/n                                         (4.8)

       T₁ = 9550×18,5/2910 = 61 кН×м

Окружное усилие:

                                                     F_t = 2×T₁/d₁                                                       (4.9)       

             F_t = 2×61000/140 = 871,4 Н

Натяжение ведущей ветви:

F₁ = F₀ + 0,5× F_t/z                                 (4.10)

        F₁ = 300,8 + 0,5× 871,4/7 = 363 Н

4.5 Расчёт на долговечность.

         Напряжения растяжения в ремне:

s_р = F₁/A+10^-6r_mv²  ,                                     (4.11)

где  r_m-плотность материала ремня.  r_m=1300 [2].

s_р = 363/81+10^-61300×21²  = 5,1 МПа                          

Напряжение изгиба в ремне на малом шкиве

s_и = E_u×d/d₁                                    (4.12)

где  E_u – модуль упругости при изгибе. E_u = 90 [2]

d - высота сечения ремня

s_и = 90×8/140 = 5,14 МПа

Максимальное напряжение

s_max = s_р + s_и                                              (4.13)

s_max = 5,1 + 5,14 = 10,24 МПа

Рабочий ресурс передачи:

H=(s_y/s_max)^m×n_и×L_p/(3600×v×z),                        (4.14)

где- s_y – предел выносливости материала ремня. s_y = 9 МПа [2]

n_и – коэффициент, учитывающий разную степень влияния           напряжений изгиба на малом и больших шкивах.

H=(9/10,24)⁸×10⁷×2×3150/(3600×21×2) = 148364 ч.

Вывод: рабочий ресурс достаточен.

Таблица 4.1 – Параметры клиноременной передачи

Параметр	Величина
	Малый шкив		Большой шкив
Мощность Р, кВт	18,5		17,6
Частота вращения n, об/мин	2910		630
Вращающий момент Т, Н×м	61		260
Сечение ремня	А
Расчётный диаметр шкива	140	630
Передаточное отношение u	4,5
Угол обхвата малого шкива α	150
Межосевое расстояние а,мм	938
Длинна ремня Lp, мм	3150
Число ремней z	7
Окружное усилие Ft, Н	871,4
Сила, действующая на валы Fr, Н	4085
Рабочий ресурс передачи Н, ч	148364

4.6 Ширина шкива определяется по формуле:

B=(z-1)e+2f,                                          (4.15)

         где В - ширина шкива, м;

                е – расстояние между впадинами канавок, мм [4];

                f – расстояние от края шкива до впадины, мм[4].

                   B=(7-1)×15+2×10 = 110 мм.

Рисунок 4.2 – Сечение шкива

5 ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Исходные данные:

         крутящий момент на входном валу:                        Т_I = 239 Н×м                      

 крутящий момент на промежуточном валу:           Т_II = 1010  Н×м                                  крутящий момент на выходном валу:                      Т_III = 3836  Н×м  

         Ориентировочный расчет валов служит для назначения диаметров валов из расчета по крутящему моменту и по касательным напряжениям.

Диаметр вала d, мм :

,                                                 (5.1)

где  Т – крутящий момент на соответствующем валу, Н×м;

      [t ]– допускаемое контактное напряжение, МПа.

5.1 Расчёт ведущего вала

Рисунок 5.1 – Конический вал-шестерня.

         Принимаем  45 , т.к.  - диаметр вала, на который помещается подшипник.        

 = 45 мм

d₂=d_оп – (3…5)=42 мм

d₃=d_оп – (3…5)=40 мм

d₄=d₃ – (3…5)=35 мм

Принимаем d₄ = 36 мм (по ГОСТ 6636).

d₄ = 36 мм

d₅=d_оп + (3…5)=50 мм

5.2 Расчёт промежуточного вала

Рисунок 5.2 – Цилиндрический вал – шестерня

Принимаем  67 по (ГОСТ 6636).

 = 67 мм

                                               d₁ = d_оп  + (3…5) = 72 мм

          d₂ = d_оп  - (3…5) = 60 мм

5.3 Расчёт ведомого вала

Рисунок 5.3 – ведомый вал редуктора

Принимаем  110 мм по ГОСТ (6636).

= 110 мм.

6 ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА РЕДУКТОРА

Эскизное проектирование редуктора подразумевает определение расстояний между линиями действия всех сил, предварительное назначение подшипников и схемы их установки, а также проектирование отдельных элементов конструкции.

Порядок выполнения эскизной  компановки:

1)    Вычерчивание осей валов, расположенных на межосевом расстоянии :

          - межосевые расстояния второй ступени =261 мм

2) Перпендикулярно осям проводят ось конической шестерни до пересечения с осью промежуточного вала.

3)   Вычерчивание конической передачи.

4)  Вычерчивание валов с диаметрами и конструктивными решениями, принятыми в ориентировочном расчте:

- минимальное расстояние между торцами колёс D₁ , мм :

                                                                                             (6.1)

где d - толщина стенки корпуса, мм.

                         ,                                               (6.2)

где T_TX - крутящий момент на тихоходном валу редуктора, T_TX = 860,4 Н·м.

Принято d = 11 мм.

5)     Назначаем подшипники для быстроходного вала [3]:

d´D´B´T´r

         Выбран подшипник роликовый конический однорядный упорный 7309:

45´100´26´27´2,5

6)    На промежуточном валу вычерчиваем контур конического колеса, назначая длину ступицы:

l_ст=(1,2…1,5)×d_в                                           (6.3)

l_ст=(1,2…1,5)×67=87

7)    Назначаем и откладываем от конического колеса зазоры  D₂,D_3:

                                                    (6.4)

                                                  (6.5)

8)    Назначаем подшипники для промежуточного вала [3]:

d´D´B´T´r

         Выбран подшипник роликовый конический однорядный упорный 7312:

60´130´31´33´3,5

10)   Строим контуры цилиндрических колёс, назначаем длину ступицы:

l_ст=(1,2…1,5)×110=132

11)   Назначаем подшипники для тихоходного вала [3]:

d´D´B´ r

         Выбран подшипник шариковый радиальный однорядный 321:

110´240´50´4,0

Расстояние от внутренней стенки до торца подшипника D₄ = 4 мм.

Таблица 6.1 – Основные параметры подшипников

№ вала	Подшипник	Размеры, мм
		d	D	B	T	r
I	7309	45	100	26	27	2,5
II	7312	60	130	31	33	3,5
III	321	110	240	50	_	4

12) Конструирование подшипникового узла для определения размеров консолей входного и выходного валов.

Ориентировочно длина консоли (расстояние от середины подшипника до середины ступицы) назначается:

-         для быстроходного вала:

                  мм;                                                  (6.6)

     - для тихоходного:

 ;                                                           (6.7)

13)   Определяем расстояния между линиями действия сил:

         Таблица 6.2 – Расстояния между линиями действия сил

Размеры, мм
l1	l2	l3	L1	L2	L3
121,71	94,59	92,3	131,6	308,6	327,6

         Эскизная компоновка показана на Рисунке 6.1 в приложении Б

7 ПРИБЛИЖЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Цель расчёта: получение более достоверных результатов, чем после ориентировочного расчета валов, так как диаметр вала определяется из расчета на сложное напряженное состояние при действии крутящего и изгибающих моментов.

Выполняем приближённый расчёт промежуточного вала по следующим исходным данным:

  крутящий момент: Т_II = 1010 Н×м;

  материал вала: сталь 40Х;

  термообработка – улучшение;

Расстояние между линиями действия сил:

        l₁ = 121,71 мм;

        l₂ = 94,59 мм;

        l₃ = 92,3 мм;

Таблица 7.1 – Параметры передач.

Параметр	Величина
	Коническое колесо	Цилиндрическое колесо
Делительный диаметр d,мм	dm2 = 295,177	d1 = 105,210
Окружное усилие в зацеплении Ft,H	Ft1 = 6843,344	Ft2= 18407,145
Радиальное усилие в зацеплении Fr, H	Fr1 = 4002,793	Fr2 = 6856,495
Осевое усилие в зацеплении Fa,H	Fa1 = 4022,973	Fa2 =2816,365

7.1 Приведение сил выполняется по следующим правилам:

1) радиальные силы F_r проходят через ось вала, к которой они и прикладываются;

2) осевые силы приводятся к оси с добавлением сосредоточенного момента ;

3) окружные силы приводятся к оси с добавлением крутящего момента;

4) схемы, эпюры, а также конструкция вала и схема расположения подшипников выполняются на отдельном листе.

7.2 Определяем реакции опор и моменты на валу:

Уравнение моментов сил относительно опоры 1:

 «Минус» показывает, что направление реакции второй опоры противоположно изображённому на рисунке.

Уравнение проекций на ось :

Проверка:

Эпюры изгибающих моментов:

Строим эпюру M_z .

В направлении XOY действуют силы F_t1 и F_t2, которые для удобства расчётов совмещены с вертикальной плоскостью. Искомые реакции опор определяем аналогично плоскости ZOY из двух уравнений равновесия:

Проверка:

0=0

Изгибающие моменты в направлении Х:

         Строим эпюру M_x.

         По величинам ординат эпюр M_x и M_z выявляем опасное (расчётное) сечение 4:

Суммарный изгибающий момент:

Приведённый момент:

Диаметр вала в опасном сечении:

где  – допускаемое нормальное напряжение, для наиболее распространённых марок сталей оно равно 50…60 МПа.

Результат практически совпадает с полученным в ориентировочном расчёте. По результатам приближённого расчёта окончательно назначаем диаметры характерных сечений вала, полученных в ориентировочном расчёте для данного вала. Размеры вала предоставлены в таблице 7.2 .

Таблица 7.2 – Размеры промежуточного вала.

dоп ,мм	d1 ,мм	d2 ,мм
67	72	60

         На рисунке 7.1 приведена расчетная схема.

Рисунок 7.1 – Расчётные схемы промежуточного вала

8 ПОДБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК

1)    Соединение хвостовика вала I и шкива

2)    Соединение конического колеса и вала II

3)    Соединение цилиндрического колеса и вала III

4)    Соединение вала III и мувты

Исходные данные:

          крутящие моменты ; ;

     диаметры: d₁ = 35мм; d₂ = 67мм; d₃ = 110мм.

     длины ступиц: l₁ = 110 мм; l₂ = 83,2 мм; l₃ = 132 мм; l₁ = 140 мм

8.1Назначаем длины шпонок.

         Длины шпонок назначают из стандартного ряда [4] так,чтобы она была несколько меньше длины ступицы (5-10 мм).

8.2 Определяем расчётные длины шпонок.

         Т.к. выбраны шпонки с полукруглыми торцами, то расчетная длина определяется по формуле:

         По соответствующим длинам и диаметрам из [4] выбираем шпонки.

№	Размеры, мм
	d	b´h	t1	t2	l
1	35	10´8	5	3,3	100
2	67	20´12	7,5	4,9	70
3	110	28´16	10	6,4	125
4	110	28´16	10	6,4	125

8.3Допускаемые напряжения.

         Выбранную стандартную шпонку проверяют на смятие:

где   – допускаемое напряжение смятия [2].

          = 120 МПа

Вывод: прочность достаточна.

Результаты расчётов сводим в таблицу 8.1

Таблица 8.1 – Параметры шпоночных соединений.

Номер вала	Крутящий момент Т, Н×м	Диаметр под шпонкой d, мм	Ширина шпонки        b, мм	Высота шпонки h, мм	Глубина паза вала     t1, мм	Глубина паза втулки t2, мм	Длина шпонки l, мм	Расчётная длина шпонки lр, мм	Рабочее напряжение смятия ,МПа	Допускаемое напряжение смятия , МПа
I		35	10	8	5	3,3	100			120
II		67	20	12	7,5	4,9	70			120
III		110	28	16	10	6,4	125			120

9 ВЫБОР МУФТЫ

Для передачи крутящего момента от редуктора к конвейеру в приводе предусмотрена установка муфты.

Принимаем втулочную муфту по ГОСТ 24246-80. Муфта выбрана по диаметрам соединяемых валов и расчетному крутящему моменту.

Расчетный крутящий момент определяется по формуле:

где k – условий эксплуатации привода. k = 3 [4];

      T_н – номинальный крутящий момент, T_н = 3836 Н×м.

Принимаем муфту:

Муфта втулочная 2-6300-100 по ГОСТ 24246-80

Рисунок 10.1 – Муфта втулочная

10 УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Уточнённый расчёт заключается в определении коэффициентов запаса выносливости s в опасных сечениях вала. Опасными являются сечения, где действуют крутящие моменты и наибольшие изгибающие моменты при наличии концентраторов напряжений, таких как шпоночная канавка, шлицы, напрессовка, резьба, переходное сечние. Так, на промежуточном валу (рисунок 7.1) опасными будут сечения на участке 3 – 4.

         - сечение А-А, где действуют крутящий и изгибающие моменты  и ; концентратор напряжений – шпоночная канавка;

         - сечение Б-Б у края ступицы колеса; концентратор напряжений – напрессовка; изгибающие моменты определяются методом интерполяции;

         - сечение В-В у края вала-шестерни со стороны действия крутящего момента; концентратор напряжений – переходное сечение от диаметра d к диаметру подступичной части с радиусом галтели;

         - сечение Г-Г для вала – шестерни – переходное сечение (зубья) от диаметра d_a к диаметру d_f .

Исходные данные для расчёта:

         - крутящий момент T_II = 1010 H×м

         - диаметр головки d₁ = 67 мм

         - диаметр шейки d₂ = 60 мм

         - осевые усилия F_a1 = 4022,273 H

                                    F_a2 = 2816,365 H

         - расстояния между линиями действия сил: l₁ = 121,77 мм

                                                                                
     l₂ = 94,69 мм

                                                                                
     l₃ = 92,3 мм

         - ширина венца цилиндрической шестерни  b = 50 мм

         - ширина подшипника качения  B = 31 мм

         -диаметры цилиндрической шестерни  d_a1 = 113,21 мм

                                                                              d_f1 = 95,21 мм

         - шероховатость поверхностей R_a=2,5 мкм

         - материал вала -  сталь 40Х, термообработка – улучшение. Работа нереверсивная.

10.1Приняты расчётные сечения А-А, Б-Б, В-В, Г-Г. Их расстояния до опоры 1:

         l_А-А=121,77 мм

         l_Б-Б=148,8 мм

         l_В-В=154,3  мм

         l_Г-Г=216,3 мм

10.2Изгибающие моменты в расчётных сечениях:

         Изгибающие моменты в сечении Б-Б и других определены по линейной интерполяции в зависимости от расстояния до сечения 3. На участке вала 3-4 в направлении Z моменты:

                                              

Разница составляет:

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

Определяем момент в направлении X:

Результирующий изгибающий момент:

         По аналогичной методике рассчитаны изгибающие моменты в других сечениях:  ;

10.3Определяем осевую нагрузку:

10.4Определяем параметры сечений:

Площади:

Моменты сопротивления:

Полярные моменты сопротивления:

10.5 Характеристики материала вала:

         Предельные напряжения для стали 40Х:     

                    =410 МПа

                     =240 МПа

                    

         Коэффициенты:

                    

                       = 0,05

10.6 Коэффициенты:

                                              

         А-А (шпоночная канавка): [4] ; [4]

         Б-Б (напрессовка): =3,8 [4];  [4]

         В-В (переходное сечение): при радиусе галтели r_г=2,0 мм и , при отношении соседних диаметров  методом интерполяции найдём: ; ;

         Г-Г(зубья): ; ;

10.7Находим амплитудные и средние напряжения по формулам:

         Находим амплитудные и средние напряжения в сечении А-А:

         Аналогично находим амплитудные и средние напряжения для сечений:

                   Б-Б:;.

                   В-В:;.

                   Г-Г:;.

10.8 Находим касательные напряжения по формуле:

         Находим касательные напряжения в сечении А-А:

         Аналогично находим касательные напряжения для сечений:

                   Б-Б: 8,4 МПа

                   В-В: 8,4 МПа

                   Г-Г: 2,97 МПа

10.9Находим коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям:

         Сечение А-А:

   - по касательным напряжениям:

         Аналогично  находим коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям для сечений:

         Б-Б:

         В-В:

         Г-Г:

10.10 Находим полные коэффициенты запаса:

         Сечение А-А:

         Сечение Б-Б:

         Сечение В-В:

         Сечение Г-Г:

Результаты расчётов сведены в таблицу 11.1

Таблица 10.1 – Уточнённый расчёт промежуточного вала редуктора.

Сече- ние вала	Концен-тратор напряж.	Изгиб. момент М,Н×м	Диа- метр d,мм	Момен сопр. W,мм3	Полярн. мом. сопр Wp, мм3	Площадь сечения А, мм2	Коэффициенты
А-А	Шпонка	1202312,27	67	25564,4	55091,7	3375,65	1,9	1,9
Б-Б	Напрес- совка	1342539,6	67	29527,34	59055	3525,65	3,8	3,1
В-В	Переходн. сечение	1311581,68	67	29527,34	59055	3525,65	1,81	1,35
Г-Г	Зубья	1447406,16	95,21	84732	169464,1	7119,6	1,69	1,58

Продолжение таблицы 11.1

Сече- ние вала	Концен- тратор напряж.	Нормальные напряжения, МПа		Касательные Напряжения, МПа		Коэффициенты запаса выносливости
								s
А-А	Шпонка	47	0,36	9,2	9,2	2,68	8,77	2,56
Б-Б	Напрес- совка	45	0,3	8,4	8,4	2,33	11	2,6
В-В	Переходн. сечение	44	0,3	8,4	8,4	2,73	12,07	2,7
Г-Г	Зубья	17,1	0,17	2,97	2,97	8,7	34	8,4

         Вывод: Наиболее опасное сечение А-А у шпоночной канавки, где коэффициент запаса минимальный.

11 ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ

Для смазки передач выбрано масло Индустриальное И-20А[4].  Кинематическая вязкость выбранного масла равна 17―23  10^-6·м²/с , при 50°С.      Для смазки подшипников качения масло Индустриальное И-25А[4]. Кинематическая вязкость выбранного масла равна 24-27  10^-6·м²/с , при 50°С.Для отделения подшипниковых узлов от общей смазочной системы предусмотрены маслоудерживающие кольца.

Список использованных источников

1.     СТО СГУПС 1.01 СДМ.01 – 2012. Стандарт организации. Курсовой и дипломный проекты. Требования к оформлению.

2.  Глухов Б.В., Игнатюгин В.Ю. Курсовое проектирование деталей машин: Метод. указ. Новосибирск: Изд-во СГУПСа, 2010. 181 с.

3.  Глухов Б.В., Игнатюгин В.Ю. Конструирование деталей машин: Учеб. пособие.- Новосибирск: Изд-во СГУПСа, 2011. – 134 с.

4.  Чернавский С.А.,Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. М.:Альянс,2005 – 416 с.