Одноступенчатый редуктор. Сабирзянов, вариант 8,задание 00

Содержание 2
Введение 3
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ 4
1 Классификация приводов машин 5
2 Условия эксплуатации, ресурс приводного устройства 6
3. Кинематический расчет привода 7
4. Расчет ременной передачи 11
5. Выбор материала зубчатых колес 16
6. Расчет зубчатой передачи 17
7. Предварительная компоновка привода 23
8. Построение схем нагружения валов 25
9. Расчет валов 29
10. Расчет подшипников 35
11. Выбор муфты 39
12. Выбор шпонки 40
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 41

Общий изгибающий момент:
в опоре A:
Н*м;
в шестерне:
= 73,926 Н*м.
Наиболее нагруженным является сечение в опоре A с
Н*м; Н*м.
8.2. Выходной вал редуктора.
P = 1976 Н;
Pr = 719,44 Н.
P2 = 3455,24 Н;
Pr1 = 1257,6 Н.
Определение реакций опор.
Т.к. нагружение вала силами симметрично относительно опор, то:
RАy = RBy = = 359,72 Н.
RАz = RBz = = 988 Н.
По полученным данным строим эпюры Mz и My.
Рисунок 8.2. Расчетная схема выходного вала и эпюры Mz, My, Mx,
Эпюра Mx = Tвых = 404,09 Н*м будет начинаться в колесе и через правую опору B проходить в конец правой консоли.
Общие реакции опор:
;
= 1051,45 Н;
Общий момент (под колесом):
= 68,34 Н*м.
Наиболее нагруженным является сечение под центральным колесом с
Н*м; Н*м.
9. Расчет валов
9.1. Входной вал ( Н*м; Н*м).
Пределы выносливости материала:
σ-1 = 0,4 *σв;
σ-1 = 0,4*930 = 372 Н/мм2;
τ-1 = 0,2 * σв;
τ-1 = 0,2*930 = 186 Н/мм2.
Ориентировочный диаметр вала.
При = [σ]*σT = 0,8*690 = 552 Н/мм2;
= 552 Н/мм2;
;
= 13,47 мм.
По конструктивным соображениям примем диаметр вала 40 мм.
Момент сопротивления изгибу:
;
= 6283,185 мм3.
Момент сопротивления кручению:
= 12566,37 мм3.
Напряжения в сечении:
;
= 19,1 Н/мм2;
σm = 0;
;
= 2,83 Н/мм2.
Запасы прочности:
;
= 2,13;
где:
;
= 9,141;
Kσ – коэффициент концентрации напряжений, Kσ = 1;
– масштабный фактор;
;
= 0,1094;
V = 0,19 – 1,25 * 10-4 * σвр;
V = 0,19 – 1,25 * 10-4 * 930 = 0,07375;
KFσ – коэффициент качества поверхности, KFσ = 1 при Rz≤ 1 мкм;
KV – коэффициент поверхностного упрочнения, при его отсутствии
KV = 1;
Ψσ = 0,02 + 2 * 10-4 * σвр;
Ψσ = 0,02 + 2 *10-4 * 930 = 0,206;
;
;
где:
;
= 6,461;
Kτ – коэффициент концентрации напряжений, Kτ = 1;
;
= 0,155;
KFτ = 0,575*KFσ + 0,425;
KFτ = 0,575*1 + 0,425 = 1;
KV = 1;
Ψτ = 0,5 * Ψσ;
Ψτ = 0,5 * 0,206 = 0,103;
;
= 2,08 > [S] =1,5 – прочность обеспечена.
9.2. Выходной вал ( Н*м; Н*м).
Ориентировочный диаметр вала:
;
= 51 мм.
Примем диаметр вала 55 мм.
Момент сопротивления изгибу:
;
= 16333,83 мм3.
Момент сопротивления кручению:
= 2*16333,83 = 32667,66 мм3.
Напряжения в сечении:
;
= 4,184 Н/мм2;
σm = 0;
;
= 6,185 Н/мм2.
Запасы прочности:
;
= 11,32;
где:
;
= 7,854;
;
= 0,1273;
KFσ = 1;
KV = 1;
Kσ = 1;
Ψσ = 0,206; (см. п. 33);
;
;
где:
;
= 5,61;
;
= 0,178;
Kτ = 1;
KFτ = 1;
KV = 1;
Ψτ = 0,103; (см. п. 33);
;
= 4,77 > [S] =1,5 – прочность обеспечена.
10. Расчет подшипников
10.1. Входной вал.
Реакция – RA = 2305,25 Н;
n = 182,5 об/мин.
;
= 13,23 кН;
где:
PЭ=(X*V*Fr+Y*Fa)*Кб*КТ;
PЭ=(1*1*2305,25+0*0)*1,2*1=2766,3 Н;
X=1, Y=0 (т.к. ≤ e);
V=1– (вращение внутреннего кольца);
Fr =2305,25Н – радиальная нагрузка;
Fa=0;
Кб=1,2 – для ленточных конвейеров;
КТ=1 – для рабочей температуры до +100°С;
;
= 109,5 млн.оборотов;
m=3 – для шарикоподшипников.
Для внутреннего диаметра 40 мм выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный по ГОСТ 8338–75, легкой серии № 208 (внутренний диаметр 40 мм; внешний диаметр 80 мм; ширина 18 мм) с динамической грузоподъемностью С = 25,1 кН.
Долговечность с 90 % степенью надежности:
;
= 68219,6 час;
где:
m = 3 – для шарикоподшипников.
Коэффициент надежности:
;
= 0,18097;
где:
Lhs – назначенный ресурс, Lhs = 10000 час;
a2 – коэффициент материала, для шарикоподшипников a2 = 0,9;
a3 – коэффициент режима смазки, для шарикоподшипников a3 = 0,9.
Степень надежности:
;
= 0,984;
где:
k = 1,1 – для шарикоподшипников.
10.2. Выходной вал.
Реакция – 1051,45 Н;
n = 30,55775 об/мин.
;
= 3,327 кН;
где:
PЭ=(X*V*Fr+Y*Fa)*Кб*КТ;
PЭ=(1*1*1051,45+0*0)*1,2*1=1261,74 Н;
X=1, Y=0 (т.к. ≤ e);
V=1– (вращение внутреннего кольца);
Fr =1051,45;
Fa=0;
Кб=1,2;
КТ=1;
;
= 18,33465 млн.оборотов;
m = 3.
Для диаметра 55 мм выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный ГОСТ 8338–75 особо легкой серии № 111 (внутренний диаметр
55 мм; внешний диаметр 90 мм; ширина 18 мм) с динамической грузоподъемностью С = 21,8 кН.
Долговечность с 90 % степенью надежности:
;
= 2793142,5 час;
где:
m = 3 – для шарикоподшипников.
Коэффициент надежности:
;
= 0,00442; где:
Lhs – назначенный ресурс, Lhs = 10000 час;
a2 – коэффициент материала, для шарикоподшипников, a2 = 0,9;
a3 – коэффициент режима смазки, для шарикоподшипников, a3 = 0,9.
Степень надежности:
;
= 0,99973;
где:
k = 1,1 – для шарикоподшипников.
11. Выбор муфты
11.1. Для соединения выходного вала редуктора с валом барабана ленточного конвейера с передачей момента 404,09 Н*м и диаметром вала (под муфту 50 мм) подбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 710-50-I.1-УЗ ГОСТ 21424-75.
12. Выбор шпонки
12.1. Для соединения выходного вала с колесом закрытой пары, при диаметре вала 60 мм с передачей крутящего момента 404,09 Н*м произведем расчет призматической шпонки.
;
;
мм2;
;
мм.
По сортаменту выбираем шпонку 3-18 х 11 х 40 ГОСТ 8789-68.
12.2. Для соединения входного вала с ведомым шкивом ременной передачи, при диаметре вала 40 мм с передачей крутящего момента 71,16 Н*м:
;
мм2;
;
мм.
По сортаменту выбираем шпонку 3-12 х 8 х 30 ГОСТ 8789-68.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование, М.: Издательство Машиностроение, 2002-535c.
2. Иванов М.Н. Детали машин. - М.:Высшая школа, 2002
3. Кудрявцев В.Н. Детали машин. – Л.: Машиностроение, 1980
4. Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1989
5. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение, 1984
6. Чернавский С.А., Боков К.Н.,Чернин И.М., Ицкович Г.М., Козинцов В.П.
Курсовое проектирование деталей машин М.: Издательство Машиностроение, 1988.-416с.
7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя М.: Издательство Машиностроение, 2001.
Курсовой проект ПЛК 062.00.00.ПЗ Лист 3
Изм. Лист № докум. Подпись Дата