Привод к конвейеру

 

колеса:

 

3. Допустимые напряжения изгиба.

Для выбранного материала  и с учетом рекомендаций таблицы  (5.3) [1, с.61] предел выносливости зубьев:

шестерни:

 

 

 

Коэффициент запаса прочности 

Коэффициент долговечности  при изгибе определяем по формуле (5.16) [1, с.60]

при и Расчетное число циклов напряжений (ф.5.7) [1, с.58]:

для шестерни:

 

для колеса:

 

Итак, коэффициент долговечности:

шестерни:

 

колеса:

 

С учетом рекомендаций к  условию (5.17) [1, с.60], принимаем

Поскольку приложение нагрузки одностороннее, то [1, с.60].

Допустимые напряжения изгиба:

шестерни:

 

колеса:

 

4. Основные геометрические параметры передачи.

Модуль передачи (5.47) [1, с.67]

 

 

где: для открытой передачи Число зубьев шестерни

Принимаем Число зубьев колеса

Коэффициент  формы зуба определяем по числу зубьев [1, с.67]:

 Параметр  определяем по таблице (5.12) [1, с.67],

Коэффициент определяется по графику (5.7) [1, с.64]

Момент на шестерне

 – КПД цилиндрической открытой передачи, . [1, с.46]

Уточняя полученное значение модуля по [1, с.62]; принимаем

Диаметры делительных  окружностей:

Шестерни 

Колеса 

Межосевое расстояние передачи:

 

Ширина зубчатого венца   По [1, с.389] принимаем

5. Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба.

Поскольку передача прямозубая цилиндрическая, то расчет ведем по формуле

 

предварительно определяя составляющие ее величины.

Окружная сила

Коэффициент нагрузки:

 

Где: при окружной скорости колес:

 

По таблице  назначаем степень точности передачи 9.

Коэффициент формы зуба шестерни колеса [1, с.67].

Определяем напряжение изгиба для наиболее слабого элемента по отношению 

Для шестерни:

 

Для колеса:

 

Итак, наиболее слабый элемент  – колесо. Поэтому напряжения изгиба рассчитываем для колеса:

 

 что больше допустимого  значения.

Степень перегрузки зубчатой передачи:

 

Поскольку полученная степень  перегрузки превышает , что недопустимо, корректируем ширину зубчатого венца колес:

 

Принимаем Вычисляем параметр

что допустимо.

Диаметр окружности вершин зубьев: шестерни

 колеса 

Диаметры окружностей  впадин зубьев: шестерни

 колеса

 

6. Силы, действующие в зацеплении.

Окружные 

Радиальные  (при угле зацепления ).

4. Расчет ременной передачи.
1. Исходные данные

 – передаваемая  мощность

 

Частота вращения:

 

 

Передача горизонтальная, нагрузка с умеренными точками, работа 1на сменная.

2. Вращательный момент на ведущем шкиве.

 

По таблице 7.2 с учетом полученного значения выбираем тип клинового ремня А (А).

3. Диаметр ведущего шкива.

  [1, с.119]

где: – коэффициент пропорциональности:

 

Из ряда стандартных значений диаметра выбираем

Диаметр ведомого шкива 

 

Из ряда стандартных значений диаметра выбираем

4. Межосевое расстояние.

[1, с.120]

где: - высота ремня, мм. [1, с.123]

 

Принимаем

5. Длина ремня.

[1, с.120]

 

 

 

Из ряда длин выбираем [1, с.120]

6. Уточняем межосевое расстояние передачи.

[1, с.120]

 

 

 

 

 

 

7. Угол охвата ремнем меньшего шкива.

 [1, с.120]

 

 

8. Скорость ремня.

 

 

9. Необходимое число ремней.

 

С учетом характера нагрузки и условий эксплуатации:

 

 

По таблице (7.3) [1, с.124], с учетом полученных значений диаметра ведомого шкива и скорости получаем Коэффициент

 

Где: – базовая длина клинового ремня

 

Коэффициент [1, с.123]

Коэффициент - определяем по приближенному числу ремней:

 Тогда

Требуемое число ремней:

 

Окончательно принимаем 

10. Сила предварительного натяжения ремня.

 

Где: – напряжение от предварительного натяжения

C учетом  напряжения Для клиновых ремней и площади поперечного сечения

 

11. Нагрузка на валы и опоры.

 

 

5. Эскизная компоновка редуктора.
1. Исходные данные.

Моменты на валах:

 

 

 

2. Основные размеры валов.

Из условия прочности  на кручение диаметр хвостовика быстроходного  вала будет равен:

 

Где: – допустимое напряжение на кручение, в предварительных расчетах принимается:

 

 

По  [1, с.389] принимаем диаметр быстроходного вала

Для хвостовика принимается  шпонка призматическая.

Длина шпонки

 

Где: – длина хвостовика быстроходного вала.

 

Шпонка 

 – глубина  паза втулки (ступицы)

Диаметр вала под подшипник  и манжету:

 

Из условия сборки подшипников  при установленной шпонке принимаем  подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии – подшипник 209.

Подшипник 209

 

 

 

 

 

 

Для уплотнения подшипников  принимаем манжету:

Манжета

 

Диаметр уступа после подшипника

 

 

 

Диаметр хвостовика тихоходного  вала.

 

Где:

 

По  [1, с.389] принимаем диаметр тихоходного вала

Длина шпонки

 [1, с.389]

 

Шпонка 

 

Диаметр вала под подшипник  и манжету:

 

Из условия сборки подшипников  при установленной шпонке принимаем  подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии – подшипник 211.

Подшипник 211

 

 

 

 

 

 

Для уплотнения подшипников  принимаем манжету:

Манжета

 

Диаметр уступа после подшипника:

 

 

3. Основные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенки корпуса редуктора:

[1, с.87]

 

 – принимаем  

Зазор между колесами и  стенкой редуктора:

 

 

Зазор между нижней точкой колеса и картера редуктора:

 

Объем масляной ванны определяется:

 

 

Диаметры стяжных болтов корпуса и крышки редуктора:

 – принимаем 

Болт 

Диаметр отверстия крепления  редуктора.

 

Болт 

 

 

Длина фланца корпуса редуктора

 

Наибольший габаритный размер редуктора:

 

 

 

Масштаб чертежа редуктора:

 

 

6. Проверочный расчет валов.
1. Исходные данные.

Силы действующие на вал:

Окружное усилие на колесо

 

Радиальное усилие

 

Осевое усилие

 

Усилие на хвостовик вала (консольная нагрузка)

[1, с.148]

 

Делительные диаметр колеса:

 

 

2. Расчет реакции опор.

Реакции опор вертикальной плоскости 

Равновесие относительно опоры 1

 

 

 

 

 

Условие равновесия относительно точки 3

 

 

 

 

 

Плоскость

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проверка:

 

 

 

 

 

 

3. Изгибающие моменты в сечениях вала.

Плоскость

 

 

 

 

 

Плоскость

 

 

 

 

4. Проверочный расчет вала на усталостную прочность.

Суммарные изгибающие моменты  в сечении вала.

 

 

 

 

Условие усталостной прочности  определяется коэффициентом запаса прочности и имеет вид:

 

Где: – коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения в соответствии с формулами:

 

 

Назначаем для изготовления тихоходного вала материал – сталь 

 у которой

Переменные составляющие циклов напряжений согласно формуле:

 

Где: – момент сопротивления сечения вала изгибу

 

 

 

Где: – момент сопротивления вала кручению,

 

 

 

Постоянные составляющие циклов напряжения:

 

 

Коэффициент концентрации напряжений:

При изгибе

 

При кручении

 

Где: – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении для посадки с натягом;

 

Коэффициент, учитывающий  качество поверхности при тонком шлифовании согласно таблицы (10.13) [1, с.156],

Коэффициент упрочнения материала  не учитываем, так как для выбранного материала поверхность имеет  твердость  

Значит

 

 

 

 

Условия прочности вала на сопротивление усталости выполнены.

 

7. Проверочный расчет подшипников.

Суммарная реакция в подшипниках

 

 

 

 

Согласно схеме нагружения вала осевую нагрузку воспринимает первая опора.

Из соотношения: 

Принимаем шариковые радиальные подшипники.

Из приложения 17 определяем, что для подшипника 211:

Согласно отношению

 

Где:

Значение  [1, с.198]

Из соотношения:

 

По таблице (11.14) [1, с.199] интерполированием получаем

Из соотношения:

 
Принимаем

В этом случае определяем эквивалентные  нагрузки по формулам:

 

 

Где:

Ресурс подшипника рассчитываем по третьей опоре, так как 

 

 

Следовательно, подшипник 211 нас устраивает, т.к. расчетный ресурс больше требуемого

 

8. Проверочный расчет шпоночных соединений.

Для передачи крутящего момента  от ступицы цилиндрического колеса на тихоходный вал редуктора согласно назначаем призматическую шпонку

Проверочный расчет шпоночных  соединений выполняем согласно формуле:

 

Где: диаметр вала – диаметр посадочного места под цилиндрическим колесом; глубина паза на валу (п.6) [1, с.390]

Для передачи крутящего момента  от ступицы цилиндрического колеса на быстроходный вал редуктора согласно назначаем призматическую шпонку

Проверочный расчет шпоночных  соединений выполняем согласно формуле:

 

Где: диаметр вала – диаметр посадочного места под цилиндрическим колесом; глубина паза на валу (п.6) [1, с.390]

Во всех случаях условие  прочности соблюдается т.к.

9. Выбор допусков и посадок сопряжений деталей редуктора.

Допуски и посадки выбираются по таблицам [1, с.186]

10. Выбор способа и типы смазки.

По контактной площади  выбираем тип смазки.

n

Где: – контактное напряжение, n - кинематическая вязкость.

 

Определяем кинематическую вязкость по таблице [2, с.173]

n

Для смазывания зацеплений примем картерную смазочную систему.

В редукторе будем использовать масло 

Для контроля уровня масла  применяем фонарный маслоуказатель, так как он удобен для обзора.

Для слива загрязненного  масла предусмотрено сливное  отверстие, закрываемое пробкой с резьбой

 

 

Список литературы

1. Детали машин и основы конструирования / Под ред. Д 38 М. Н. Ерохина. – М.: КолосС, 2004. – 462 с.: ил. – (Учебники и учеб. пособия для студентов высш. учеб. заведений).
2. Конструирование узлов и деталей машин / Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр "Академия", 2004. -496с.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя в 3 - х т. Т.3 – 9-е изд., перераб, и доп. Под редакцией Жестковой И.Н. – М.: Машиностроение, 2006. – 928 с.