Спроектировать по схеме привод с цилиндрическими передачами редуктора. Быстроходная ступень прямозубная. Тихоходная ступень прямозубная.

В данном курсовом проекте нами разработан редуктор ленточного конвейера, отвечающий исходным данным, приведенным в таблице 9.
Таблица 9 Результаты проектирования
Параметр [A] Значение
Крутящий момент на выходном валу Нм 288,7
Частота выходного вала n об/с 3,7
Ресурс долговечности t ч 7000
Номинальная мощность N Вт 6370
КПД привода % 85
Время разгона до номинальных оборотов tном с 5
В современном подходе в разработке изделий промышленного назначения особое место занимают методы:
1) унификации - актуально использовать одну и ту же деталь или сборочную единицу в нескольких узлах (комплексах) машины;
2) метод упрощения – необходимо возможны образом находить технологическое доступное решение с минимальной стоимостью;
3) сокращения номенклатуры стандартных изделий – полезно уменьшать кол ...

Введение 3
1. Постановка задачи 4
2. Расчет мощности редуктора и основных характеристик 4
2.1. Выбор двигателя 5
2.2. Расчет передаточного числа 7
2.3. Выбор упругих муфт привода 7
2.4. Момент, приведенный к валу двигателя 8
2.5. Энерго-кинематические параметры элементов привода 9
3. Проектный расчет валов 10
3.1. Расчет диаметров выходного вала 11
3.2. Диаметр промежуточного 12
3.3. Диаметр входного вала 12
4. Предварительный выбор подшипников качения 13
5. Разработка зубчатых передач 14
5.1. Расчёт параметров тихоходной передачи 15
5.2. Расчёт параметров быстроходной передачи 18
Заключение 20
Список литературы 21
Приложение А Присоединительные и габаритные размеры электродвигателей АИС 22
Приложение Б Выбор муфт втулочно-пальцевых 23

В условиях современного производства обычно возникает необходимость разработки нового изделия. Какую-то часть составных устройств нового изделия представляют покупные изделия, который предприятие закупает у сторонних поставщиков. К готовым частям вновь разрабатываемой конструкции относятся также стандартные изделия: крепеж (винты, гайки, шайбы, и др.), подшипники (радиальные, упорные), электродвигатели, муфты и целые механические передачи в комплекте. Благодаря справочникам и государственным стандартам, возможно быстро ориентироваться и находить нужные элементы, отвечающие ТЗ.
Основная же часть работы принадлежит ведущему конструктору, который руководит разработкой изделия и назначает задачи в коллективе конструкторского бюро (КБ). Задача разработки состоит в подборе и расположении в прави льном порядке конструктивных элементов так, что выполненное изделие отвечает условиям технического задания (ТЗ).
В данном курсовом проекте разрабатывается двухступечатый редуктор. И рассчитываются его основные (ответственные) элементы в соответствии с ГОСТ. В соответствии с ТЗ 3, требуется разработать привод лебедки, рабочим органом выступает барабан для укладки троса, вариант задания 2.

c.дв;выхдв=u. Tдв.c.=TвыхuˑСтатический момент, приведенный к валу двигателя, он же момент при разгоне и торможении. Воздействует на вал двигателя и должен соответствовать его номиналу: Tдв.c.=2007*0.85=33,7 Нˑм.Отметим, что в нашем случае номинальный момент двигателя в установившемся режиме запишется [7]: Тдв=Рдвдв=75002 150060= 47,8 33,7 Нˑм двигатель подошел.Таблица 2 – Технические характеристики двигателя марки АИС-132M4 P, кВтПитание U, ВТок I, АЧастота n,об/мин.КПД, %cos φIпуск//IномМпуск//МномМмакс/Мном7,5380/66015,31440870,8472,32,3Габаритные размеры двигателя даны в приложении А.Энерго-кинематические параметры элементов приводаТаблица 3 Энерго-кинематические параметры элементов привода№ вала ПараметрiМощность Рi, ВтЧастота вращения, об/минУгловая скорость, рад/сМомент, НˑмПередаточное число uИсполнительныймеханизмРвых= 6370пвых= 191 вых= 22,1Т вых= =288,7Муфта выходного вала(втулочно- пальцевая)0,986370211,322,1288,7Вал 3, зубчатое колесо0,97Зуб. Пер.6500211,322,1294,6U2 = 3,55Выходной 3-й вал 0,98 Подш.6700211,322,1303,7Вал 2, шестерня 684075078,587,3Вал 2, зубчатое колесо0,97Зуб. Пер.684075078,587,3U1 = 2.0Промежуточный (2-й) вал0,98Подш.705075078,590Входной (1-й) вал, шестерня0,98Подш.7200150015745,8Муфта входного вала(втулочно- пальцевая)0,987350150015746,8Вал электродвигателяРдв = 7500пдв = 1500 дв = 157Т дв= 47,8Мы получили большой запас по моменту на 88,7 Нˑм. Это хорошо по ресурсу долговечности. Подсветка дана для ориентирования в таблице по номеру вала. По угловой скорости получили вых= 22,1 рад/с, что менее чем на 5% отстоит от = 23 (рад/с) поТЗ №3, вариант 2. Данный проектный расчет соответствует ТЗ №3, вариант 2.С точки зрения экономичности, все зависит от нагрузки редуктора: чем выше момент сопротивления на выходном валу, тем больше энергии будет брать двигатель из сети. Запас по моменту расширяет применяемость разрабатываемого редуктора, и повышает его долговечность.3. Проектный расчет валов Валы находятся под действием крутящих и изгибающих моментов. На данном этапе разработки проекта известны только крутящие моменты на валах. При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс предварительно определяем, исходя из условия: di =3Мкi·1030,2· [] , мм;где di – расчётное значение диаметра данного вала;Мкi – крутящий момент на данном i-валу;[]i – допускаемое напряжение для материала вала. При проектировочном расчёте принимается = (0,026...0,036)в (наименьшие значения – для быстроходных, средние – для промежуточных, наибольшие – для тихоходных валов). В качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно [в]= 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм. Таблица 4 Расчет напряжений и диаметров валов№Вал[], МПаMin di, мм1Входной вал[] = 0,026 · 580 = 15,1 МПа;252Промежуточный вал[] = 0,031· 580= 18,0 МПа;293Выходной вал[] = 0,036 · 580 = 20,9 МПа.41 d1 =345,8·1030,2· 15,1=3190,8≅25 мм;d2 =387,3·1030,2· 18≅29 мм; d3 =3288,7·1030,2· 20,9≅41 мм.Определим диаметральные размеры ступенчатых валов.Редуктор является составной частью привода. На входе и выходе редуктора установлены втулочно-пальцевые муфты.3.1. Расчет диаметров выходного валаПринята муфта втулочно-пальцевая по литературе [4], по нагрузочному моменту Ткр= 500 Нˑм (прил. «Б»). Значению Ткр данной муфты соответствует максимальный диаметр dМ= 42 мм. Диаметр под муфту примемСледовательно, расчётное значение диаметра dВых = dМ (К Тим / Ткр)1/3 = 50 (1,55·500 / 1000)1/3 = 45,9 мм; принимаем dВых = 48 мм. Значение диаметра dВых принимаем согласно ряду стандартных линейных размеров R40: 18; 20; 22; 25; 26; 28; 30; 32; 34/35; 36; 38; 40; 42; 45/47; 48; 50; 53; 56; 60/62; 63/65; 67/70; 71/72; 75; 80; 85; 90; 95; 100 мм.Из условия сборки деталей на валу, очевидно, что диаметра вала dп3 должен быть больше dВых = 42 мм, поэтому dп3 выбирается из ряда значений 50, 55, 60 мм. Рисунок 3 – Эскиз входного валаВысота буртика, фиксирующего муфту в осевом направлении, принимается в пределах t = (1,4…1,6)r. Для диаметра вала от 42 мм принимается радиус t = (1,4…1,6)r , мм. Для диаметра вала от 32 до 45 мм радиус r = 2 мм; для диаметра вала от 50 до 70 мм радиус r = 2,5 мм; и для диаметра вала от 80 до 110 мм радиус r = 3,0 мм. В данном случае при dВых = 42 мм высота буртика t = 3,5…4 мм, а диаметр буртика равен 55…56 мм. Значение диаметра вала dп3, на котором будет установлен подшипник качения, должно быть кратно пяти (при диаметре внутреннего кольца подшипника d 20 мм). Диаметр подшипника выходного вала принимаем равным dп3 = 45 мм. Диаметр участка вала dзк, на котором устанавливается зубчатое колесо, должен быть несколько больше диаметра dп3 = 45 мм. Примем из ряда нормальных линейных размеров R40 ближайшее значение dзк = 48 мм. Соответственно, диаметр буртика dб, фиксирующего зубчатое колесо в осевом направлении, примем равным 53 мм. 3.2. Диаметр промежуточного Диаметр под подшипник этого вала (рис. 2) dП2 можно принять несколько меньше расчётного диаметра, так как на этот участок вала не нагружен крутящим моментом, а изгибающий момент незначителен. Согласно [] = 0,031 в = 18,0 МПа расчётный диаметр промежуточного вала dр-Пр = 29 мм. Соответственно, диаметр по R40: dП2 = 30 или 32 мм. Принимаем dП2 = 30 мм и d2 = 32 мм.Диаметр dЗК, на котором устанавливается зубчатое колесо, должен быть несколько больше диаметра dП2 = 30 мм. Примем из ряда нормальных линейных размеров R40 ближайшее значение dЗК = 35 мм. Соответственно, диаметр буртика dб, фиксирующего зубчатое колесо в осевом направлении, примем равным 38 мм. 3.3. Диаметр входного валаДиаметр по муфту возможно выбрать конструктивно dВХ = 32 при расчетном диаметре 25 мм. Подшипники для входного и промежуточного валов принимаем одного и того же типоразмера, внутренний диаметр подшипника dП1 = dП2 = 30 мм. Выбор подшипников дан в приложении В.Предварительный выбор подшипников каченияВсе валы данной схемы редуктора нагружены радиальными силами и могут быть установлены на радиальные шарикоподшипники. Для опор всех валов приняты шариковые радиальные однорядные подшипники (ГОСТ 8338-75):для выходного вала лёгкой серии;для промежуточного и входного валов средней серии.Таблица 5 Параметры радиальных подшипников редуктораВалОбозначение подшипникаРазмеры, ммГрузоподъемность, кНd пD пВСС0Тихоходный309451002552,730,0Промежуточный30630721929,114,6Быстроходный (1-й)20630621619,510Выбор подшипников позволяет сконструировать валы, пользуясь габаритом В подшипника: он есть ориентировочное значение длины Lп посадочного диаметра dП. Выбор подшипников осуществлен на основании посадочных диаметров валов, полученных из расчета мощности в таблице 3, и конструктивно по п3.Разработка зубчатых передачВыбор параметров связан с соблюдением ряда технологических и конструктивных: ограничений: значение модуль зацепления m стандартизовано:1-й ряд – 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25 …. мм;2-й ряд – 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22 мм;числа зубьев шестерни z1 и колеса z2 должны быть целыми числами;значение ширины зубчатого венца b должно удовлетворять ряду ограничений; так, b m ˑm , согласно таблице 6 принято значение коэффициента ширины зубчатого венца относительно модуля зацепления m = b/m = 15. Предварительно принято значение соs = 0,95 при min.Таблица 6 Характеристика коэффициента модуля m для типовых передачХарактеристика передачm= b/mВысоконагруженные точные передачи, повышенная жёсткость деталей и корпусаН 350 НВН 350 НВ30… 4520 …30 Передачи редукторного типа в отдельном корпусе с жёсткими валами и опорамиН 350 НВН 350 НВ20 …30 15…20Открытые передачи, передачи невысокой степени точности, передачи с консольным расположением колёс, подвижные колёса коробок передач10 … 15Примем, что твёрдость зубьев шестерни и колеса Н1 и Н2 350 НВ.5.1. Расчёт параметров тихоходной передачиПредварительно принимаем cos = 0,95. Тогда расчётное значение модуля зацепления в первой ступени: m1=2·а wcos (u+1);а w≥Кau+13T2∙103ψ∙u2∙Н2КН,где Кa=49,5-вспомогательный коэффициентпрямозубая п-ча;ψ=b2а w=0,28;0,36 коэффициент ширины венца колеса, по ист. [4];Н допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение;КН=1 коэффициент неравномерности по длине зуба (прямозубая);Вычислим среднее допускаемое контактное напряжение Н по методике приведенной в ист. [4 ], с. 54. Используем данные о ресурсе t = 7000ч.Коэффициент долговечности зубьев шестерни и колеса:КHL1=6NH01N1; КHL2=6NH02N2;N1=573Lh1; N2=573Lh2;Lh=7000 часов-ресурс передачи.N1=573*7000*157=630∙106 (ц); N2=573*7000*78.5=315∙106 ц.По таблице 6-7 выберем число циклов NHO= 50 ∙106.