Выполнить работу по методичке. ( Вариант - 3 ).

Оглавление
1.Задание на проектирование.
2.Расчет привода
3.Проектировочный расчет редуктора
3.1. Выбор передаточных отношений отдельных ступеней редуктора
3.2. Определение крутящих моментов на валах редуктора по данным разбивки передаточных отношений
3.3. Проектировочные расчеты зубчатых передач
4.Определение геометрических параметров зубчатых передач
5.Проверочный кинематический и силовой расчет редуктора
6.Проверочный расчет зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступеней
6.1.Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
6.2.Проверочный расчет на изгибную выносливость зубьев
7.Проектировочный расчет валов редуктора
8.Определение зазоров между передачами редуктора и стенками корпуса
9.Определение параметров корпуса редуктора
10.Определение усилий, действующих в зацеплениях зубчатых колес
11.Проверочный расчет валов
12.Проверочный расчет подшипников
13.Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений
14.Подбор способа смазки и сорта смазочного материала
Средняя вязкость масла
15.Выбор муфты
Литература

Осевой момент сопротивления:
;
;

;

; ;
.
Опасное сечение ведомого вала: шейка вала под муфту со шпоночным пазом. Сечение шпонки 16х10 (с=6), d = 55 мм, l = 85 мм.
Суммарный изгибающий момент в расчетном сечении вала М=0, =0.
Полярный момент расчетного сечения:

.
;

;
.
. Запас выносливости выполнен.
Проверочный расчет подшипников
Проверочный расчет подшипников сводится к определению ресурса подшипников во времени.
Расчетная долговечность подшипника в миллионах оборотах определяется по формуле:
где С – динамическая грузоподъемность подшипника, приводимая в каталоге; р = 3 – для шариковых подшипников; Fэ – эквивалентная нагрузка, определяемая по формуле:
,
где X, Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузки;
V – коэффициент, учитывающий, какое кольцо вращается;
- суммарная радиальная нагрузка на подшипник;
- осевая нагрузка на подшипник;
- коэффициент безопасности;
- температурный коэффициент.
Долговечность подшипника в часах определяется по формуле:
На ведущем (I) валу согласно диаметрам опорных частей валов и направлению действующих на опоры нагрузок установлены подшипники:

Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность,кН Размеры, мм динами-ческая С стати-ческая Со N305 25 62 17 17,6 11,6
Наиболее нагруженный первый подшипник (от двигателя).
Определяем эквивалентную нагрузку:
V=1-вращается внутреннее кольцо подшипника;
=256,3Н; =715,7; = 1,3; = 1,05 [2, стр. 214];
Отношение
Этой величине по таблице 9.18[2] соответствует e=0,26
X=0,56, Y=1,7.
1856,7Н.
Расчетная долговечность, млн. об по формуле :
Расчетная долговечность, ч по формуле :
ч.
На промежуточном валу (II) наибольшую нагрузку несет второй (у шестерни тихоходной передачи) .
Устанавливаем подшипники:
Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность,кН Размеры, мм динами-ческая С стати-ческая Со N308 40 90 23 31,9 22,7
Отношение этой величине по таблице 9.18[2] соответствует e=0,225, X=0,56, Y=1,95.
Н.
Расчетная долговечность, млн. об по формуле :
Расчетная долговечность, ч по формуле :
ч.
На выходном валу (III) наибольшую нагрузку несет второй подшипник.
Устанавливаем подшипники:
Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность,кН Размеры, мм динами-ческая С стати-ческая Со N211 55 100 21 34,0 25,6
Отношение этой величине по таблице 9.18[2] соответствует e=0,225, X=0,56, Y=1,71.
Н.
Расчетная долговечность, млн. об по формуле :
Расчетная долговечность, ч по формуле :
ч.
Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений
Применяем шпонки призматические со скругленными торцами по
ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Диаметр
вала
d, мм Ширина шпонки
b, мм Высота
шпонки
h, мм Длина шпонки
l, мм Глубина паза
t1, мм 25 8 7 45 4 45 14 9 30 5,5 55 16 10 95 6,0 65 18 11 75 7,0
Выбранные шпонки проверяем на деформацию смятия:
,
где Т – крутящий момент на расчетном участке вала, Н·м;
d – диаметр участка вала;
h – высота шпонки;
lрасч – расчетная длина шпонки со скругленными торцами,
, b – ширина шпонки;
[σсм]- допускаемое напряжение смятия, [σсм] = 90…120МПа.
При d = 25 мм; ; t1 = 4,0 мм; длине шпонки l = 45 мм; крутящий момент ТI = 71,625Нм:
Условие выполняется.
При d = 45 мм; ; t1 = 5,5 мм; длине шпонки l = 30 мм; крутящий момент ТII = 326,82 Н·м:
Условие не выполняется. Устанавливаем две шпонки.
При d = 55 мм; ; t1 = 6,0 мм; длине шпонки l = 65 мм; крутящий момент ТIII = 1080,24 Н·м:
Условие выполняется.
При d = 65 мм; ; t1 = 7,0 мм; длине шпонки l = 75 мм; крутящий момент ТIII = 1080,24 Н·м:
Условие выполняется.
Подбор способа смазки и сорта смазочного материала
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса на промежуточном валу в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V = 0,25 · 11 = 2,75 дм3. По таблице 10.8[2] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 618,4 МПа и скорости v = 1,96 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 36 · 10-6 м2/с. Для тихоходной ступени при контактных напряжениях 458,8 МПа и скорости v = 0,79 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10-6 м2/с.
Средняя вязкость масла
По таблице 10.10[2] принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75).
Камеры подшипников заполняем пластическим смазочным материалом УТ-1(табл.9.14[2]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
Выбор муфты
В приводе мы используем две муфты.
Между двигателем и редуктором применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-75.
Крутящий момент на первом валу TI = 71,625 Н·м, d = 25 мм. По табл. 11.5 [2] находим наружный диаметр муфты D = 120 мм, lmax = 125 мм, nmax=4600 об/мин, смещение радиальное 0,2 мм, угловое 1º30'.
Между редуктором и тяговыми звездочками цепного транспортера применяем предохранительную фрикционную муфту.
По табл.11.10 [2] находим наружный диаметр муфты: ТIII = 1080,24 ·1,25 = 1350 Н·м, D = 290 мм, L = 290 мм, l = 140 мм, ω = 35 рад/с, d = 55 мм, частота вращения вала n = 60,9 об/мин.
Диски стальные, ведущие – с асбестовыми обкладками; коэффициент трения f = 0,3; [р] ≤ 0,25 МПа. Диаметры кольца трения: наружный
D1 = (3,5÷4,0) · d = (3,5÷4,0) · 55 = 192,5 ÷ 220 мм, принимаем D1 = 220 мм, внутренний D2 = 2,5 · 55 = 137,5 мм.
Приведенный радиус кольца трения
Допускаемая осевая сила:
(У нас Fa = 1430,4 Н)
Число пар трения . Округляем до четного числа z = 8.
Уточняем ; условие Fa ≤ [Fа], 1430,4 Н≤ 6181 Н выполнено.

Литература
Иванов М.Н.Детали машин. М.: Высшая школа. 2004.
Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин.- М.: Высшая школа. 1985.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование - М.: Высшая школа. 2002.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа. 1985.
Детали машин. Атлас конструкций. Под редакцией Д.Н. Решетова. –М. Машиностроение, 1979.
Гутин С.Я., Власов М.Ю. Информационные технологии в эскизном проектировании и оптимизации параметров зубчатых цилиндрических редукторов. - М.: Высшая школа. 2004.
ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность.
Рекомендации. Расчеты и испытания на прочность. Расчеты на прочность валов и осей. Р 50-83-88.-М.: Госстандарт, 1988.
32