Расчет привода
1. Кинематический расчет привода
Исходные данные:
- тяговое усилие цепи конвейера, 
;
- скорость движения цепи, 
;
- число зубьев звездочки, 
.
Мощность на выходе
.
Общий КПД привода
,
значения 
, 
, , 
принимаем
по таблице 1.1 [1],
где - КПД муфты, 
;
- КПД ременной передачи, 
;
- КПД зацепления, 
;
- КПД опор, 
,
откуда
.
Требуемая мощность электродвигателя
.
Частота вращения приводного
(выходного) вала
.
Ориентировочные значения частоты
вращения двигателя.
,
где 
- передаточное число редуктора, 
;
- передаточное число ременной
передачи, 
,
откуда
.
Подбор электродвигателя.
По найденным значениям 
и 
выбираем
двигатель.
Электродвигатель 4А132S6/965:
, 
.
Передаточные числа ступеней привода.
Общее передаточное число привода
Передаточное число ременной передачи
Примем ,
тогда
Передаточные числа входных и
выходных ступеней редуктора
,
где 
- передаточное отношение
быстроходной ступени редуктора,
- передаточное отношение тихоходной
ступени редуктора,
- табл. 1.3. [1];
;
;
Принимаем стандартные значения:
; 
.
Тогда
; 
.
Определение частоты вращения валов
привода.
Вал двигателя.
.
Входной вал.
.
Промежуточный вал.
Выходной вал.
.
Крутящие моменты на валах привода.
Вал двигателя.
.
Входной вал.
.
Промежуточный вал.
Выходной вал.
Исходные данные
для расчета ременной передачи
для расчета быстроходной ступени
для расчета тихоходной ступени
2. Расчет редуктора
Расчет тихоходной ступени -
прямозубой передачи.
Продолжительность работы деталей
привода:
Выбор материалов.
Выбираем для изготовления колес и
шестерен материал со средними механическими требованиями - сталь 40Х.
Твердость рабочих поверхностей
зубьев шестерни и колеса назначаем различной 
. Назначаем термообработку: -для
колеса улучшение 230НВ, 
, 
, -для
шестерни - улучшение 240НВ, 
, 
.
Допускаемые контактные напряжения.
Предел выносливости
для шестерни
;
для колеса
;
Коэффициент безопасности в
зависимости от термообработки для данного материала 
.
Принимаем для всех колес передачи
т.к. срок службы равен 9 лет. 
.
Допускаемые контактные напряжения -
для шестерни
.
колеса:
.
Для прямозубой передачи допускаемое
контактное напряжение для расчетов равно:
Допускаемых напряжений изгиба.
Для колеса
;
для шестерни
;
Принимаем для всех колес передачи,
т.к. срок службы равен 9 лет. 
. Коэффициент безопасности при
изгибе определяем в зависимости от вида термообработки и выбранного материала
.
Допускаемые напряжения изгиба - для
колеса
;
для шестерни
;
Допускаемые напряжения при
кратковременной перегрузке.
Предельные контактные напряжения
для колеса
;
для шестерни
.
Предельные напряжения изгиба - для
шестерни
;
для колеса
;
Расчет передачи
По рекомендации принимаем
При этом по формуле
по графику на рисунке 8.15 [1]
находим
.
Межосевое расстояние
находим
Находим модуль
Назначаем стандартное значение
модуля 
.
Число зубьев шестерни
принимаем 
число зубьев колеса
принимаем 
.
Делительные диаметры шестерни и
колеса
;
.
Окружная скорость
.
По таблице 8.2 [1] назначаем 9-ю
степень точности.
По таблице 8.3 [1] 
.
Ранее было найдено .
Коэффициент торцового перекрытия
;
находится в рекомендуемых пределах.
Коэффициент, учитывающий суммарную
длину контактных линий - для прямозубой передачи
;
Коэффициент, учитывающий форму
сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
; 
Рабочие контактные напряжения
Изменяем ширину колес
Проверочный расчет по напряжениям
изгиба.
, где
- допускаемое контактное напряжение
изгиба.
По графику на рисунке 8.20 [1] при
Х=0 находим:
для шестерни при 
;
для колеса при 
.
Расчет выполняем по тому колесу
пары, у которого меньше 
.
В нашем случае 
;
.
Расчет выполняем по колесу.
По графику на рисунке 8.15 [1] 
.
По таблице 8,3 [1] 
.
Далее
.
Находим
.
.
Выполняем проверочный расчет на
заданную перегрузку.
По формуле
, где
и 
- соответственно расчетные
напряжения и момент по контактной усталости зубьев;
- предельно допускаемое напряжение.
Получаем
.
По формуле
, где
и - напряжение и момент при расчете
на усталость;
- предельно допускаемое напряжение.
Получаем
.
Условие прочности соблюдается.
Расчет входной ступени косозубой
передачи.
Исходные данные для расчета:
Выбор материала.
Выбираем для изготовления колес и
шестерен материал со средними механическими требованиями - сталь 40Х.
Твердость рабочих поверхностей
зубьев шестерни и колеса назначаем различной 
. Назначаем термообработку: - для
колеса - улучшение 230НВ, , , - для
шестерни - улучшение 280НВ, , . При этом обеспечивается приработка
зубьев обеих ступеней.
Определяем допускаемые напряжения.
Допускаемые контактные напряжения.
,
где 
- предел выносливости по контактным
напряжениям;
- коэффициент безопасности в
зависимости от термообработки для данного материала.
- коэффициент долговечности для
контактных напряжений, 
.
Принимаем , т.к. срок
службы передачи составляет 6 лет.
Предел выносливости для колеса
;
для шестерни
;
Коэффициент безопасности в
зависимости от термообработки для данного материала: .
Допускаемые контактные напряжения
для шестерни
.
колеса:
.
Допускаемое контактное напряжение
для расчетов равно
Допускаемых напряжений изгиба.
,
где 
- предел выносливости зубьев по
напряжениям изгиба;
- коэффициент, учитывающий влияние
двустороннего приложения нагрузки;
- при односторонней нагрузке.
- коэффициент долговечности для
изгибных напряжений, 
,
- коэффициент безопасности по
напряжениям изгиба в зависимости от термообработки для данного материала.
Принимаем для всех колес передачи .
Коэффициент безопасности при изгибе
определяем по таблице 8.9 в зависимости от вида термообработки и выбранного
материала .
Предел выносливости зубьев по
напряжениям изгиба:
для колеса
;
для шестерни
.
Допускаемые напряжения изгиба - для
колеса
;
для шестерни
.
Допускаемые напряжения при
кратковременной перегрузке.
Предельные контактные напряжения
определяем по таблице 8.9
для колеса
;
для шестерни
.
Предельные напряжения изгиба
для колеса
;
для шестерни
Расчет передачи.
По рекомендации принимаем
При этом по формуле
и по графику на рисунке 8.15 [1]
находим
.
Межосевое расстояние для косозубой
передачи
Округляя по ряду Ra 40 до 
,
ширина колеса
Или 
.
Модуль зубчатых колес
.
По таблице 8.1 [1] и рекомендациям
назначаем 
.
Принимаем угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев:
Принимаем 
Действительное значение угла наклона
зубьев
Угол находится в рекомендуемых
пределах 
.
Число зубьев шестерни и колеса.
Число зубьев шестерни:
Принимаем 
Число зубьев колеса:
Геометрические размеры колес
Делительные диаметры:
шестерни:
;
колеса:
.
Диаметры окружностей вершин зубьев:
шестерни:
;
колеса:
Окружная скорость
.
По таблице 8.2 [1] назначаем 8-ю
степень точности.
По таблице 8.3 [1] 
;
По графику на рисунке 8.14 [1] 
.
По таблице 8.7 [1] 
.
Коэффициент торцового перекрытия
;
находится в рекомендуемых пределах.
Коэффициент, учитывающий суммарную
длину контактных линий - для прямозубой передачи
;
Коэффициент, учитывающий форму
сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
; 
Удельная окружная сила
.
Контактные напряжения
Пересчитываем ширину зубчатого венца
Принимаем 
Контактные напряжения
Условие прочности выполняется.
Проверочный расчет по напряжениям
изгиба.
, где
- допускаемое изгибное напряжение.
По графику на рисунке 8.20 [1] при
Х=0 находим:
для шестерни при 
;
для колеса при 
.
Расчет выполняем по тому из колес
пары, у которого меньше .
В нашем случае 
;
.
Расчет выполняем по колесу.
По графику на рисунке 8.15 [1] 
.
По таблице 8.3 [1] .
Удельная окружная сила
,
.
Вспомогательный коэффициент
Коэффициент, учитывающий перекрытие
зубьев
Коэффициент, учитывающий наклон зуба
;
Проверка по условию прочности на
изгиб
.
Условие прочности выполняется.
Выполняем проверочный расчет на
заданную перегрузку.
По формуле
, где
и - соответственно расчетные
напряжения и момент по контактной усталости зубьев;
- предельно допускаемое напряжение.
Получаем
По формуле
, где
и - напряжение и момент при расчете
на усталость;
- предельное допускаемое
напряжение.
Получаем
.
Условия прочности соблюдается.
Окружная сила
Осевая сила
Радиальная сила
Проектный расчет валов.
Входной вал.
Определяем диаметр вала в опасном
сечении при пониженных допускаемых напряжений кручения:
, где
- крутящий момент на валу, 
.
Принимаем диаметр выходного конца
вала для ведомого шкива ременной передачи:
, 
, 
.
Рис. 1
привод вал электродвигатель передача
Диаметр вала под подшипниками
Диаметр вала под уплотнителями
Диаметр буртика вала около
подшипника
Выбираем предварительно подшипник
№36207, 
, 
, 
, 
.
Промежуточный вал.
Для промежуточного вала необходимо
определить:
Диаметр вала под колесом
мм
принимаем диаметр под колесом 
принимаем диаметр под подшипниками
.
Диаметр вала под втулку
Диаметр буртика вала около колеса
Предварительно принимаем подшипники
№36208, 
, 
, 
, 
, 
.
Рис. 2
Выходной вал.
Принимаем диаметр вала под муфту
МУВП-2000-65-1,2 ГОСТ 21424-75.
.
Диаметр вала под подшипниками
Диаметр вала под уплотнителями
Диаметр буртика для подшипника 
, при 
принимаем 
.
Диаметр вала под колесо 
.
- под муфту МУВП-2000
Рис. 3
Принимаем подшипник №214: 
, 
, 
.
3. Расчет клиноременной передачи
Используем данные для расчета:
Мощность 
;
Частота вращения (меньшего) шкива ;
Передаточные отношения ;
Скольжение ремня 
.
По номограмме в зависимости от частоты
вращения меньшего шкива 
(
(или вал
А)) и передаваемой мощности 
принимаем сечение клинового ремня
А.
. Вращающий момент
. Диаметр меньшего шкива по формуле:
согласно таблице 7.7 с учетом того,
что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем 
.
Диаметр ведомого шкива:
Уточняем передаточное число:
Устанавливаем межосевое расстояние:
Расчетная длина ремня:
Принимаем стандартную длину ремня 
.
Уточняем межосевое расстояние:
Найденное межосевое расстояние
удовлетворяет рекомендациям методики расчета:
Угол обхвата ремнем малого шкива:
.
Это также удовлетворяет требованию
по минимальному углу обхвата 
.
Скорость ремня:
Мощность 
, которого
может передать один ремень U=1 для скорости 
, равна 1,52кВт.
Мощность 
, которую
может передать один ремень в заданных условия:
Принимаем число ремней z=4, тогда 
, а
Окончательно z=2.
Сила предварительного натяжения
одного ремня:
для сечения В, 
Сила, действующая на вал:
Приняв класс точности ремней II,
ресурс передачи вычисляем по формуле:
Ширину шкива для сечения А и двух
ремней определяем по формуле:
.
4. Эскизная компоновка редуктора
Чтобы поверхности вращающихся валов
не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют
зазор 
и зазор 
, которые
определяются по формулам:
Принимаем а=12мм
.
.
Расстояние между дном корпуса и
поверхностью колес:
.
Принимаем 
.
На рис.4.1. показана
эскизно-компоновочная схема редуктора на основе которой установим:
) для входного (быстроходного) вала
.
-ширина подшипника 36207
- зазор для маслозащитного кольца,
а=12мм
- ширина зубьев шестерни;
Примем а1=154мм=a1+b1=48+154=202мм
ш=44мм-ширина шкива
Примем с1=62мм
Рис. 4 - Эскизно - компоновочная схема редуктора
) для выходного вала
,
Принимаем 
.
,
Принимаем 
.
Принимаем с3=94мм
) для промежуточного вала:
При подшипнике 36208, у которого
Bn2=18мм>Bn1=17мм
Принимаем 
.
Вычисленные размеры ai, bi, ci
позволяют составить расчетные схемы нагружения валов.
5. Выбор и проверка шпонок
Шпонка на вал-шестерню
(быстроходный)
Для установки на входной вал
(dш=32мм) шкива клиноременной передачи с длиной ступицы Lст=44мм 10х8, выберем
шпонку 10х8х32 ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки: ширина b=10мм, высота b=6мм,
t=5мм, длина l=32мм.
Материал шпонки - сталь чистотянутая
с σв≈600МПа.
Проверим выбранную шпонку по
напряжениям смятия:
;
для стальных ступиц [σсм]=100МПа
где lp=l-b=32-10=22мм- расчетная
длина шпонки
При T1=54,7Нм
Шпонка для промежуточного вала.
При dв=dк2=42мм шпонка bxh=12x8мм,
t=5мм. Ширина зубчатого колеса bw2=42мм. Примем Lшп=32мм, тогда
Lраб=Lшп-b=32-12=20мм.
При Т2=262,3Нм
Условие прочности не обеспечивается.
Определим 
тогда
Lш=Lр+b=41,6+12=53,6мм.
Учитывая принятое заниженное
значение [σсм]=100МПа
примем Lш=50мм, тогда Lстк=60мм.
Шпонки для выходного (тихоходного)
вала редуктора.
) Шпонка под муфту.м=65мм, сечение
шпонки 20х12мм, t=7,5мм.
При Т3=1133,2Нм рабочая длина шпонки
тогда Lш=Lр+b=77,48+20=97,48мм
При Lм=105мм принимаем стандартное
значение Lш=100мм
) Шпонка под колесо.
При dk=78мм, шпонка bxh=22x14мм,
t=9мм.
При Т3=1133,2Нм рабочая длина шпонки
Длина шпонки Lш=lp+b=80,11 мм.
Принимаем Lш=80мм и Lстк=90мм
6. Проверочные расчеты валов
Определение реакций опор для
быстроходного вала.
Расчетная схема нагружения вала
показана на рис. 5.
Рис. 5 - Расчетная схема нагружения
быстроходного вала
Исходные данные: крутящий момент Tб=54,7 Н·м,
nб=n1=482,5об/мин. Материал вала-сталь улучшенная.
σв= 750Мпа, σТ=450Мпа,
dшк=32мм- посадочный диаметр вала подшипников ременной передачи, dп=35мм-
диаметр вала под подшипник, dбп=40мм, t=(dбп-dn1)/2=2,5мм, d1=42,99мм. Силы в
зацеплении Ft1=2545H, FM=948H, Fa1=557H, Fp.n=731H.
Определение реакций опор
) В плоскости YAZ(вертикальной)
Проверка:=948H=RBY+RAY=663,46+284,54=948H
Реакции опор в плоскости
XAZ(горизонтальной)
Проверка:ВX+RAX=948,88+829,12=1814Н=Ft1-Fp.n=2545-731=1814H
Суммарные радиальные реакции опор:
=RB=1188H
Осевая реакция RAZ=FA=557H
Определение реакций опор для
промежуточного вала
Исходные данные: Ft2=2545H,
Fr2=948H, Fa2=557H, Ft3,t4=65.58H? da2=217.01мм, Fr3,r4=2387H.
Расчетная схема приведена на рис. 6.
Рис. 6 - Схема нагружения
промежуточного вала
) Реакции опор в плоскости
YAZ(вертикальной)
Реакции опор в плоскости
XAZ(горизонтальной)
Проверка:ВX+RAX=4256,68+4846,32=9103Н=Ft2+Ft3=2545+6558=9103H
Суммарные радиальные реакции опор:
Осевая реакция RAZ=FA=557H
Проверочные расчеты для выходного
вала.
Определение реакций опор.
Расчетная схема нагружения приведена
на рис. 7.
Рис. 7 - Схема нагружения выходного вала
Нагрузки: крутящий момент T3=1133,2
Н·м,, усилия на зубчатым колесе
,
,
- нагрузка от муфты.
Реакции опор в плоскости
YAZ(вертикальной)
Реакции опор в плоскости XAZ(горизонтальной)
Проверка:ВX-RАX=8054,1-6196,1=1858Н=FM-Ft=8416-6558=1858H
Суммарные радиальные реакции опор:
=RB=8198H
Расчет вала на сложное сопротивление
учитывает совместное действие деформаций изгиба и кручения.
) Определим изгибающие моменты на
участках вала
а) в плоскости YAZ
В сечении «С» вала
My1=RAYa3=RBYb3=1530*74=113220Нмм
б) в плоскости XAZ
в)Суммарный изгибающий момент
Эпюры изгибающих моментов показаны
на рис.6.3. В местах, где MƩmax, сечения вала считаются основными.
Приведенные (эквивалентные) моменты
Проверка прочности вала в опасных
сечениях
а) по месту установки подшипника в
опоре «В»
В опоре «В» dв=dп=70мм
Условие прочности 
при dв=70мм
Условие прочности обеспечивается
б) по месту закрепления колеса
(сечение «С»)
Условие статической прочности вала
выполняется.
Проверка вала на усталостную
прочность.
Материал вала - Сталь 45,
улучшенная, σв≤700Мпа.
Пределы прочности: σ-1=280МПа, 
Общий расчетный коэффициент запаса
усталостной прочности вала в сечениях вала:
где 
- запас сопротивления усталости по
изгибу;
- запас сопротивления усталости по
кручению.
, 
В этих формулах 
и 
- амплитуды
переменных составляющих циклов напряжений; 
и 
- постоянные (средние)
составляющие.
и 
- пределы выносливости по
нормальным и касательным напряжениям.
; 
и 
- эффективные коэффициенты
концентрации напряжений при изгибе и кручении (при r/d=0.03 и t/r=2)
и 
- масштабные коэффициенты при
изгибе и кручении (при dв=70мм)
) Проверим запас усталостной
прочности по месту установки подшипника в опоре «В».
, 
- для среднеуглеродистых сталей
коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.
Запас усталостной прочности по
касательным напряжения
Суммарный коэффициент запаса
Условие усталостной прочности
обеспечивается.
) Проверим запас усталостной
прочности для сечения «С».
, 
Коэффициенты: 
и 
; 
, 
Запас прочности по нормальным
напряжениям
Запас прочности по касательным
напряжениям
Суммарный коэффициент запаса
усталостной прочности
Условие обеспечения усталостной
прочности в данном сечении также выполняется.
7. Проверочный расчет подшипников
качения на долговечность
Для быстроходного вала.
Принят подшипник 36207, С=30800Н,
С0=17000Н
Нагрузки: RA=877H, RB=1188H,
Fa=557H, n1=483об/мин.,lh=22075час
Проверим отношение:
Fa/C0=557/1700=0.032
Этому отношению соответствует
параметр осевой нагрузки e=0.345 и y= 1.59
Проверим отношение
Fa/VFr=557/1*1188=0.468>e
Примем Fr1 = 1188Н - радиальная
нагрузка; и V =1- кинематический коэффициент, вращается внутреннее кольцо
подшипника;
Поэтому эквивалентная (динамическая)
нагрузка
экв = (0,45 Fr + Y · Fa) · Kδ · KT;
где: Kδ = 1,3 - коэффициент
безопасности;= 1,05 - температурный коэффициент;экв = (0,45*1188 + 1,59*557)
·1,3 ·1,05 = 1940 Н;
Расчетная долговечность в часах=
;
Подшипник 36207 обеспечивает
запланированную долговечность.
Для промежуточного вала
Приняты подшипники 36208, С=38900Н,
С0=23200Н
Нагрузки: RA=5106H, RB=4260H,
Fa=557H, n2=96,5 об/мин.,lh=22075час
Проверим отношение:
Fa/C0=557/23200=0,024
Этому отношению соответствует
параметр осевой нагрузки e=0.32 и y= 1.7.
Проверим отношение
Fa/VFr=557/1*5106=0.1<e=0.32
Поэтому эквивалентная (динамическая)
нагрузка
экв = VFr · Kδ · KT;
где: Kδ = 1,3 - коэффициент
безопасности;= 1,05 - температурный коэффициент;экв = 1*5106·1,3 ·1,05 = 5970
Н;
Расчетная долговечность в часах=
;
Подшипник 36208 обеспечивает
запланированную долговечность.
Для тихоходного вала.
Приняты подшипники 214, С=61800Н,
С0=37500Н
Нагрузки: RA=6255H, RB=8198H, Fa=0H,
n3=96,5 об/мин.,lh=22075час
Проверим отношение
Fa/VFr=557/1*5106=0.1<e=0.32
Поэтому эквивалентная (динамическая)
нагрузка
экв = VFr · Kδ · KT;
где: Kδ = 1,3 -
коэффициент безопасности;= 1,05 - температурный коэффициент;экв = 1*8198·1,3
·1,05 = 11190 Н;
Расчетная долговечность в часах=
;
Подшипник 214 обеспечивает
запланированную долговечность.
8. Проектирование приводного вала
цепного конвейера
Исходные данные: T4=Tприв.=648Нм,
n4=54 об/мин. Шаг тяговой цепи t=100 мм, шаг зубьев z=10, количество звездочек
2.
) Потребный диаметр вала
, Тприв.=648Нм. Принимаем для
расчета [τкр]=18МПа; dbmin=55
мм для стандартной муфты МУВП-1000-55
)
Принимаем конструктивно другие размеры валап4=60мм, dбп=66мм, dбзв=75мм,
l=105мм- данные размеры соответствуют размерам тихоходного вала. Эскиз
приводного вала показан на рис. 8.
Рис.
8 - Эскиз конструкции приводного вала
Подшипник
принимаем двухрядный шариковый сферический 1212, имеющий dxDxB=60x110x22,
r=2.5мм, С=30200Н, С0=15500Н.
)
Конструктивные размеры звезды.
Делительный
диаметр 
Диаметр
окружности выступов
Диаметр
ступицы звезды dст=1,5 dв=105мм
Длина
ступицы lст=90 мм
)
Длина шпонки для закрепления тяговой звезды.
Для
dв=70мм сечение шпонки Bxh=20x12, t=7.5мм.
Для
шпонки установим из условия прочности ее на смятие.
ш=lp+b=20.571+20=40.571мм.
Принимаем стандартное значение lшп=45мм.
Уточняем
длину ступицы тяговой звезды lcn=65мм
)
Параметры тяговой цепи.
По
ГОСТ 588-81 принимаем цепь М80 с разрушающей нагрузкой Fраз=80000Н, шаг t=100мм,
ширина цепи BH=62мм, dp=25мм, ширина пластин h=35мм
)
Ширину зубьев звездочки принимаем Bзв=23мм
)
Проверочный расчет вала
а)
составление расчетной схемы.
Известные
параметры: T4=Tприв.=648Нм, n4=54 об/мин, FM=6364Н, материал- сталь 45,
улучшенная, σв =700Мпа, σ-1=280МПа, τ-1=140Мпа, [σиз]=80МПа
Составим
расчетную схему вала, сто показано на рис.8.2.
Расстояние
между звездами примем В=400мм, lм=105мм
Рис.
9 - Расчетная схема нагружения
На
схеме нагружения вала К1=30…40мм К2=40…60мм-конструктивные размеры, включающие
размеры ширины крышки и подшипника в месте с выступающими винтами для ее
закрепления на корпусе опоры, а также зазор для удобства выполнения разборки.
К1=40мм,
К2=52мм
Имеем
размеры a=c=98мм, b=450мм, d=108мм
б)
Определим реакции опор
в)
Изгибающие моменты.
Мх1=6364*108=687312Нмм=3146*100=314600Нмм
г)
Приведенный изгибающий момент (наибольший)
МпривМАХ=
д)
Проверка сечения вала в опоре «В» на сложное сопротивление.
Условие
статической прочности обеспечивается.
)
Проверка подшипника качения на долговечность.
Эквивалентная
нагрузкаэкв = VFr · Kδ
· KT=5510*1*1,3*1,05=7521Н;
Долговечность
в часах=
;
Принятый подшипник 1212 обеспечивает
запланированную долговечность.
9. Расчет элементов корпуса
Корпус литой из серого чугуна. Толщина стенок
корпуса и крышки
δ =
при Tmax=T3=1133.2Нм
δ =
.
Принимаем δ =7мм и δ1= 6мм
Толщина верхнего фланца основания
корпуса редуктора b, мм:= 1.5. δ=12мм;= 1.5. δ =10 мм;
Ширина верхнего пояса:=2.7dкр=2,7*12=32,4мм
.
Принимаем 
(М12)
к=32мм.
Ширина нижнего пояса корпуса (по
фундаменту)
Кф=2,7dф=2,7*16=43,2мм
Принимаем болты резьбой М16 в
количестве 4 шт. Примем Кф=42мм. Толщина фундаментальных лап 
.
10. Выбор муфты
Исходные данные известные из
предыдущих расчетов:
- вращающий момент на валу
редуктора;=22 об/мин - частота вращения входного вала
- диаметр консольного участка вала
Для данных параметров наиболее
подходящая муфта упругая втулочно-пальцевая. Размеры этой муфты возьмем по ГОСТ
21424-75: МУВП-2000-65-1.2
Расчетный крутящий момент: D=250мм,
L=218мм, l=105мм=kTH, где TH- номинальный делительный действующий
момент=T1=2000Нм, k=1.4- коэффициент динамичности
11. Смазка зубчатых колес и подшипников
В проектируемом редукторе используем
смазывание зубчатых колес путем частичного погружения одного из колес пары в
масло.
Выбор сорта масла зависит от
контактного давления в зубьях [σН]=579,3МПа, а также от окружной
скорости Vmax=0,75м/с.
По табл. определяем необходимую
кинематическую вязкость масла-60*10-6м2/с, по величине которой назначаем масло
индустриальное И-30А ГОСТ 20779-75.
Рекомендуемый объем масляной ванны
редуктора принимают из расчета 0,5…0,8л масла на 1кВт передаваемой мощности.
При Р=3кВт V=2лит.
Смазка подшипников качения
осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами.
12. Выбор посадок сопряженных
деталей
Посадка зубчатых колес на вал - 
по ГОСТ
25347-82.
Шейки валов под подшипники выполняем
с отклонением вала к6.
Отклонения отверстий в корпусе под
наружные кольца подшипников по Н7.
Посадка муфты на входной вал
редуктора - 
,
посадка распорных колец - 
,
Заключение
На основании произведенных расчетов
выбран электродвигатель 132S4, определены передаточные отношения ременной и
зубчатой передач Uр = 17,13 UБ = 5,72, UТ = 3, мощности, частоты вращения и
вращающие моменты на валах редуктора nдв=1440, nвх=654,55, nпр=125,87,
nвых=41,96, Тдв=43,74 Н∙м, Твх=92,37 Н∙м, Тпр=466 Н∙м,
Твых=1356,24 Н∙м.
Путем подбора диаметров шкивов,
толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи 2500 ч.
Используя недорогие, но достаточно
прочные стали 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены
диаметры валов и сделаны проверки на прочность.
Разработана эскизная компоновка
редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей
редуктора, с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов,
подобраны подшипники качения и проверены на долговечность 33999,94 ч.
Для соединения редуктора с приёмным
валом машины из стандартов выбрана муфта, и её отдельные элементы проверены на
прочность.
Расчетным путём определена марка
масла И-40A для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень масла 2,5
литра.
По размерам, полученным из расчетов,
выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей.
Библиография
1.
Иванов М.Н. «Детали машин» - М.: Высшая школа, 1984.-336с.
.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин», М.: Высшая
школа, 1985, - 416 с.
.
Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.:
Машиностроение, 1988.
.
Соловьев В.Д. Курсовое проектирование деталей машин. - Тула: Тульский государственный
университет, 2002.
.
Решетов Д.Н. «Детали машин» - М.: Машиностроение, 1974.
.
Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» - М.: Машиностроение,
1978-559с., т. 1,2.
.
Справочник-каталог «Подшипники качения»/Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В.
Коросташевского.-М.: Машиностроение, 1984.-280с.