Детали конвейерных машин - реферат

Конвейеры перемещают сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.

В настоящее время известно большое количество разнообразных транспортирующих устройств, различающих как по принципу действия, так и по конструкции.

Тяговым органом цепного конвейера служит цепь.

Положительные стороны конструкции: компактный привод с большим передаточным отношением, бесшумность, плавность хода.

Недостатки: низкий К.П.Д., возможны трудности со смазыванием вертикальных валов.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1. Выбор электродвигател я

Найдем номинальный вращающий момент

Найдем среднеквадратичный момент

Найдем среднеквадратичную мощность на ведомом звене

Определим общий КПД привода

η₁ = 0.98 – КПД муфты

η₂ = 0.99 – КПД пары подшипников

η₃ = 0.97 – КПД цилиндрической передачи передачи

η₄ = 0.8 – КПД червячной передачи

Требуемая мощность двигателя

По ГОСТ выбираем двигатель АИР80В6У3

Номинальная мощность двигателя P_ном = 1250 Вт

Номинальная частота вращения двигателя n_ном = 893 об/мин

1.2. Ресурс работы передачи

,где

L - срок службы привода, лет;

- коэффициент использования привода в течение года,

- коэффициент использования привода в течение суток,

1.3. Определение передаточного отношения привода и его ступене й

1.3.1. Частота вращения выходного вала привод а

1.3.2. Общее передаточное отношение привод а

1.3.3. Передаточные отношения ступеней привод а

Передаточное отношение редуктора

Передаточное отношение быстроходной ступени

Принимаем передаточное отношение быстроходной ступени

Передаточное отношение тихоходной ступени

Принимаем передаточное отношение тихоходной ступени

Действительное передаточное отношение редуктора

Отклонение передаточного отношения

1.4. Определение вращающих моментов и частот вращения вало в

1.4.1. Определений частот вращения вало в

Быстроходная ступень

Вал шестерни

Вал колеса

Тихоходная ступень

Вал червяка

Вал червячного колеса

1.4.2. Определение вращающих моментов вало в

Быстроходная ступень

Вал шестерни

Вал колеса

Тихоходная ступень

Вал червяка

Вал червячного колеса

1.4.3. Кинематические и силовые параметры привода

Таблица 1

Номер вала	Частота вращения n, об/мин	Вращающий момент T, Н·м
1	893	19,87
2	318,93	53,98
3	318,93	53,98
4	7,97	1727

2. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1. Выбор материалов зубчатых колес

Материал шестерни – Сталь 40Х ГОСТ4543-71, улучшение с поверхностной закалкой ТВЧ.

Механические характеристики материала: σ_в = 800 МПа, σ_т = 650 МПа.

Твердость: поверхности HPCэ = 50, сердцевины НВ = 270.

Материал колеса – Сталь 45 ГОСТ 1050-88, улучшение с поверхностной закалкой ТВЧ.

Механические характеристики материала: σ_в = 800 МПа, σ_т = 550 МПа.

Твердость: поверхности HPCэ = 45, сердцевины НВ = 220.

2.2. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость

активных поверхностей зубьев

предел контактной выносливости поверхностей зубьев

шестерни (колеса), соответствующей базовому числу циклов

напряжений

инимальный коэффициент запаса прочности,

коэффициент долговечности для шестерни (колеса)

Для шестерни:

Для колеса:

Определение коэффициента долговечности Zн

- базовое число циклов контактных напряжений шестерни

(колеса)

- эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях

шестерни (колеса)

- показатель степени

Для шестерни:

Для колеса:

(значения - определены графически см. [13])

Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях

шестерни

Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях колеса

, где с = 1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса

n – частота вращения вала, на котором установлено рассматриваемое зубчатое колесо, (см. таблицу 1)

t – время работы (ресурс) передачи за весь срок службы привода, ч

- показатель степени,

коэффициенты - определяются по графику нагрузки, указанному в техническом задании на курсовой проект

тогда

Для шестерни:

Для колеса:

2.3. Допускаемые предельные контактные напряжения

Для шестерни:

Для колеса:

Расчетным допускаемым предельным контактным напряжением

является min{ }

2.4. Д опускаемые напряжения при расчете на выносливость по изгиб у

,где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений ([13], табл.3.4, стр.27)

шестерни колеса

- коэффициент запаса прочности ([13], табл.3.4, стр.27)

- коэффициент долговечности, вычисляемый отдельно для шестерни и колеса

, т.к.

- базовое число циклов напряжений изгиба, соответствующее перегибу кривой усталости

- эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса

, где - для зубчатых колес при твердости поверхности зубьев Н > 350НВ

Эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни:

Эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях колеса:

Коэффициент долговечности :

Коэффициент долговечности должен находиться в пределах

Шестерня

Принимаем

Колесо

Принимаем

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса,

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения (реверсирования) нагрузки на зубьях ([13], табл.3.5, стр.29),

- коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений

,где m – модуль (см. далее в п.4.1. m = 2,5

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности

Шестерня

Колесо

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса ([13], см. рис.5, стр.28)

Шестерня

Колесо

Шестерня

Колесо

2.5. Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки

, где - предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке, МПа ([13], см. табл.3.6, стр.30)

для колеса для шестерни

- минимальный коэффициент запаса прочности при расчете по максимальной нагрузке

, где - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки ([13], см. табл.3.7, стр.31),

- коэффициент, зависящий от вероятности не разрушения зубчатого колеса,

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса (см. п.3.4.)

Шестерня

Колесо

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1. Проектный расчет зубчатой передаче на контактную выносливость

активных поверхностей зубьев

, где - коэффициент ширины зубчатого венца ([13], см. табл.4.1),

, где - коэффициент ширины венца зубчатого колеса

; округляем до 0,25

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий ([13], см. рис.4),

Предварительное определение межосевого расстояния передачи

,где - межосевого расстояние, мм

- вспомогательный коэффициент,

- вращающийся момент на колесе рассчитываемой передачи, Нм

уточнение межосевого расстояния – по ГОСТ2185-66 – = 80мм

ширина венца колеса

по ГОСТ6636-69 –

ширина венца шестерни

по ГОСТ6636-69 –

модуль зацепления

;

по ГОСТ9563-80 –

Число зубьев

, где - угол наклона зуба

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Уточнение передаточного отношения

Разница между фактическим и номинальным значением передаточного отношения 1,25%, число зубьев остается прежним.

Геометрические размеры зубчатых колес :

Шестерня:

делительный (начальный) диаметр

диаметр вершин зубьев

диаметр впадин зубьев

Колесо:

делительный (начальный) диаметр

диаметр вершин зубьев

диаметр впадин зубьев

Проверка вписывания передачи в заданное межосевое расстояние

3.2. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Уточнение коэффициента

Уточнение коэффициента ([13], рис.4, стр.23) ,

Окружная скорость в зацеплении, м/с

,где - делительный диаметр шестерни рассчитываемой передачи, мм

n – частота вращения вала шестерни,

Выбор степени точности передачи ([13] см. табл. 2.4)

Степень точности – 8

Коэффициент перекрытия

Коэффициент торцового перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия:

Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностью изготовления ([13], см. рис.7)

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

возникающую в зацеплении

,где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм

,где - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса ([13], табл.4.4),

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев ([13], табл.4.3),

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

Коэффициент , учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач

Расчетное контактное напряжение, МПа

,где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных

поверхностей зубьев в полосе зацепления ([13], см. рис.8),

- коэффициент, учитывающий механические свойства

материалов сопряженных зубчатых колес,

- допускаемое контактное напряжение,

3.3. Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу

коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий ([13], см. рис. 9)

коэффициент , учитывающий распределения нагрузки между зубьями

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

,где - удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб, Н/мм

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев ([13], см. табл. 4.3),

удельная расчетная окружная сила

Эквивалентное число зубьев

Шестерня:

Колесо:

;

,где - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений ([13], см. рис.10)

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

- для прямозубых передач

коэффициент, учитывающий наклон зуба

- для прямозубых передач

Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба

Для шестерни:

Для колеса:

- условие прочности выполняется.

3.4. Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

,где - отношение пускового вращающего момента к номинальному значению вращающего момента (см. график нагрузки в задании на курсовой проект)

667,74< 1980 МПа - условие прочности выполняется.

3.5. Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Расчет проведем для шестерни:

,где - расчетное напряжение, МПа

;

133,54 < 1344,86 МПа - условие прочности выполняется

3.6. Силы в зацеплении зубчатой передач и

окружная сила:

,где - вращающий момент на шестерне рассчитываемой передачи, Нм

- начальный диаметр шестерни, мм

радиальная сила:

,где - угол зацепления в нормальном сечении,

- угол наклона зубьев, =0°

осевая сила:

4. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1. Выбор материалов червяка и червячного колеса

Материал червяка - Сталь 40Х, с поверхностной закалкой ТВЧ.

Механические характеристики материала: s_в = 800 МПа, s_т = 650 МПа.

Материал червячного колеса - серый чугун СЧ18 литье в песчаную форму.

Механические характеристики материала: s_в = 355 МПа, s⁰ _FP =48МПа.

Скорость скольжения в первом приближении

4.2. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость

активных поверхностей зубьев.

,где - допускаемые контактные напряжения, МПа;

- допускаемые базовые контактные напряжения, МПа

- коэффициент долговечности колеса

, так как чугунное колесо

4.3. Допускаемые напряжения при расчете червячного колеса на выносливость по изгибу

- допускаемые базовые напряжения изгиба, МПа (см. [13]. табл.7.3)

- коэффициент долговечности (см. [13]. табл.7.3)

5. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1. Проектный расчет червячной передачи

Предварительное межосевое расстояние

Число заходов червяка z₁ =1

Число зубьев червячного колеса z₂ =40

Коэффициент нагрузки K=1.2

Коэффициент диаметра червяка q=10

Модуль червяка

принимаем m = 8 мм

Коэффициент диаметра червяка

Принимаем q = 14

Уточненное межосевое расстояние

Фактическое межосевое расстояние

Коэффициент смещения инструмента

Фактическое передаточное число

Параметры червяка

Делительный диаметр

Начальный диаметр

Диаметр вершин

Диаметр впадин

Делительный угол подъема линии витка

Начальный угол подъема линии витка в передаче со смещением

Длина нарезанной части червяка

Увеличиваем длину нарезанной части червяка на 25 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем

Параметры червячного колеса

Делительный диаметр

Начальный диаметр

Диаметр вершин

Диаметр впадин

Наибольший диаметр

Ширина венца

Принимаем b₂ = 95 мм

Скорость скольжения в зацеплении

К.П.Д. червячной передачи

Уточнение нагрузки на валу червяка

Мощность

Выбор степени точности передачи

Окружная скорость червячного колеса

Принимаем 8 степень точности червячной передачи

5.2. Проверочный расчет червячной передачи на контактную выносливость

активных поверхностей зубьев

Уточнение допускаемых напряжений

Уточнение коэффициента нагрузки

Коэффициент концентрации нагрузки

Действительные контактные напряжения

5.3. Проверочный расчет червячной передачи на выносливость зубьев по изгибу

Допускаемые напряжения при расчете зубьев червячного колеса на

выносливость по изгибу

Действительные напряжения изгиба червячного колеса

Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент формы зуба червячного колеса

Действительные напряжения изгиба червячного колеса

5.4. Расчет червячной передачи на прочность при действии кратковременных перегрузок

Проверка контактной прочности при действии кратковременной

перегрузки

Расчетное напряжение , создаваемое наибольшей нагрузкой из числа подводимых к передаче

– условие прочности выполняется

Проверка изгибной прочности при действии максимальной нагрузки

Расчетное напряжение , создаваемое наибольшей нагрузкой из

числа подводимых к передаче

– условие прочности выполняется

5.5. Силы в зацеплении червячной передачи

Окружная сила на червяке

Осевая сила на червяке

Окружная сила на червячном колесе

Осевая сила на червячном колесе

Радиальная сила

5.6. Расчет червяка на жесткость

Приведенный момент инерции червяка

Стрела прогиба червяка

– червяк удовлетворяет условиям жесткости

6. РАСЧЕТ ВАЛОВ

6.1. Проектировочный расчет валов

Входной вал

Назначаем материал вала – Сталь 40Х.

Механические характеристики материала: σ_в = 800 МПа, σ_т = 650 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, t_-1 = 210 МПа, Ψ_σ = 0.1, Ψ_t = 0.05, [t_к ] = 20 МПа.

Принимаем диаметр вала d₁ = 25 мм

Промежуточный вал

Назначаем материал вала – Сталь 40Х.

Механические характеристики материала: σ_в = 800 МПа, σ_т = 650 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, t_-1 = 210 МПа, Ψ_σ = 0.1, Ψ_t = 0.05, [t_к ] = 20 МПа.

Принимаем диаметр вала d₂ = 25 мм

Выходной вал

Назначаем материал вала – Сталь 45

Механические характеристики материала: σ_в = 560 МПа, σ_т = 280 МПа, σ_-1 = 250 МПа, t_-1 = 150 МПа, Ψ_σ = 0, Ψ_t = 0, [t_к ] = 30 МПа.

Принимаем диаметр вала d₃ = 63 мм

6.2. Проверочный расчет валов

Входной вал

Определение расчетных нагрузок

F_t1 =935 H,

F_r1 =340 H,

Реакции:

Плоскость Х

R_bx = 170 H

R_ax = 170 H

Плоскость Y

R_by = 751 H

R_ay = 373 H

Суммарные реакции в опорах

Проверка вала на статическую прочность

Осевой момент сопротивления сечения вала

Полярный момент сопротивления сечения вала

Наибольшее напряжение от изгиба

Наибольшее напряжение от кручения

Эквивалентное напряжение

Коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется (коэффициент запаса прочности имеет большую величину, т.к. материал был выбран из условия прочности шестерни)

Расчет вала на выносливость

K_σ = 1,6 K_t = 1,5 K_σ _d = 0,8 K_t _d = 0,8 K_v = 1,2 K_f = 1,1

Амплитуды нормальных и касательных напряжений

σ_a = σ_t = 28 МПа σ_m = 0 МПа

Средние напряжения цикла

t_a = t_m = 0.5·t_k = 0.5·6,48 = 3,24

Суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов

усталости

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным

напряжениям

Коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется

Промежуточный вал

Определение расчетных нагрузок

F_t2 =918,8 H,

F_r2 =334,4 H,

F_t3 =1021 H,

F_r3 =3929 H,

Реакции:

Плоскость Х

R_bx = 3998 H

R_ax = 403 H

Плоскость Y

R_by = 747 H

R_ay = 1193 H

Суммарные реакции в опорах

Проверка вала на статическую прочность

Осевой момент сопротивления сечения вала

Полярный момент сопротивления сечения вала

Наибольшее напряжение от изгиба

Наибольшее напряжение от кручения

Эквивалентное напряжение

Коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется (коэффициент запаса прочности имеет большую величину, т.к. материал был выбран из условия прочности червяка)

Расчет вала на выносливость

K_σ = 2,3 K_t = 1,7 K_σ _d = 0,6 K_t _d = 0,6 K_v = 1,2 K_f = 1,1

Амплитуды нормальных и касательных напряжений

σ_a = σ_t = 70 МПа σ_m = 0 МПа

Средние напряжения цикла

t_a = t_m = 0.5·t_k = 0.5·3 = 1,5

Суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов

усталости

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным

напряжениям

Коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется

Выходной вал

Определение расчетных нагрузок

F_t4 =10795 H,

F_r4 =3929 H,

Fm=3000 H,

Fa=1021 H,

Реакции:

Плоскость Х

R_bx = 2634 H

R_ax = 1294 H

Плоскость Y

R_by = 1290 H

R_ay = 6504 H

Суммарные реакции в опорах

Проверка вала на статическую прочность

Осевой момент сопротивления сечения вала

Полярный момент сопротивления сечения вала

Наибольшее напряжение от изгиба

Наибольшее напряжение от кручения

Эквивалентное напряжение

Коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется

Расчет вала на выносливость

K_σ = 1,75 K_t = 1,4 K_σ _d = 0,7 K_t _d = 0,59 K_v = 1,2 K_f = 1,1

Амплитуды нормальных и касательных напряжений

σ_a = σ_t = 98 МПа σ_m = 0 МПа

Средние напряжения цикла

t_a = t_m = 0.5·t_k = 0.5·93 = 46,5

Суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов

усталости

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным

напряжениям

Коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется

7. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

Предварительный выбор подшипников

Входной вал

Предварительно назначаем – Подшипник 206 ГОСТ 8338-75.

d = 30 D = 62 B = 16 C = 19500 H C₀ = 10000 H

Промежуточный вал

Предварительно назначаем - Подшипник 7506 ГОСТ 27365-75.

d = 30 D = 62 B = 20,5 T = 21,5 C = 36000 H C₀ = 27000 H

Выходной вал

Предварительно назначаем - Подшипник 7215 ГОСТ 27365-87.

d = 75 D = 130 B = 26 T = 27,5 C = 97600 H C₀ = 84500 H

7.1. Проверочный расчет подшипников

Входной вал

Подшипник 206 ГОСТ 8338-75.

d = 30 D = 62 B = 16 C = 19500 H C₀ = 10000 H

K_б = 1.3 K_т = 1 K_E = 0.56 V = 1 a₁ = 0,21 a₂₃ = 0.7

Эквивалентная статическая нагрузка

R_b =770 Н P₀ =0,6· R_b =462 H

Расчет на статическую грузоподъемность

P₀ =462 H < 10000 H

Эквивалентная динамическая нагрузка

Вычисляем эквивалентные нагрузки

R_а =410 Н

R_b =770 Н

F_r1 = K_e · R_b =0,56·770=431,2 H

F_r2 = K_e · R_a =0,56·410=229,6 H

F_a = 0

P = (X·V·F_r1 + Y·F_a )· K_б ·K_т = (1·1·431+0·0)·1,3·1=600 H

Расчет ресурса подшипников

k=3 n=893 а₁ =1 a₂₃ =0,7 C=13300

a₂₃ – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и

качества его эксплуатации

а₁ – коэффициент, надежности

29793 ч> 22776 ч – подшипник подходит

Промежуточный вал

Предварительно назначаем – Подшипник 7506 ГОСТ 27365-75.

d = 30 D = 62 B = 20,5 T = 21,5 C = 36000 H C₀ = 27000 H

K_б = 1,3 K_т = 1 V = 1 a₁ = 1 a₂₃ = 0,65

Определяем «е» и осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Осевые нагрузки:

Проверяем величину отношения:

В этом случае:

Эквивалентная нагрузка:

Проверяем величину отношения:

В этом случае:

Эквивалентная нагрузка:

Расчет ресурса подшипников:

23212 ч> 22776 ч – подшипник подходит

Выходной вал

Предварительно назначаем - Подшипник 7215 ГОСТ 27365-87.

d = 75 D = 130 B = 26 T = 27,5 C = 97600 H C₀ = 84500 H

Определяем «е» и осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Осевые нагрузки:

Проверяем величину отношения:

В этом случае:

Эквивалентная нагрузка:

Проверяем величину отношения:

В этом случае:

Эквивалентная нагрузка:

Расчет ресурса подшипников:

282065 ч> 22776 ч – подшипник подходит

8. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

8.1. Входной вал

Диаметр d = 30 мм

Принимаем шпонку 6 х 6 х 35 ГОСТ 23360-78

Определим напряжение смятия

Прочность шпонки обеспечена

8.2. Промежуточный вал

Диаметр d = 30 мм

Принимаем шпонку 12 х 12 х 34 ГОСТ 23360-78

Определим напряжение смятия

Прочность шпонки обеспечена.

8.3. Выходной вал

Диаметр d = 100 мм

Принимаем шпонку 28 х 16 х 75 ГОСТ 23360-78

Определим напряжение смятия

Прочность шпонки обеспечена.

Диаметр d = 63 мм

Принимаем шпонку 18 х 11 х 70 ГОСТ 23360-78

Определим напряжение смятия

Прочность шпонки обеспечена.

9. РАСЧЕТ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНОГО УСТРОЙСТВА

Принимаем материал штифта - Сталь 40Х.

Механические характеристики материала: σ_в = 1000 МПа, σ_т = 800МПа.

Коэффициент пропорциональности k = 0,7

Предел прочности штифта на срез t_ср = k· σ_в = 0,7 · 1000 = 700 МПа

Крутящий момент при котором сработает устройство

Номинальный передаваемый момент

M_k _ном = k₀ ·T₄ = 1,3 · 1727= 2210 Н·м

M_пр = 1.2·M_k _ном = 1.2·2210 = 2652 Н·м

Диаметр штифта.

Принимаем стандартный штифт 8 х 45 ГОСТ 3128 – 70.

10. РАСЧЕТ БОЛТОВ

Расчет болтов для крепления рамы к фундаменту

Расчет по условию нераскрытия стыка

– момент от действия силы F_t

– момент сопротивления изгибу, определяемый для площади стыка.

– площадь стыка

– сила затяжки болта

Расчет по условию отсутствия сдвига деталей в стыке

– сила затяжки болта

, где K’ – коэффициент запаса

f – коэффициент трения в стыке

Z – число болтов

F_t – сила, вызывающая сдвиг

Расчет прочности болтов

Расчет проводим для случая с наибольшей силой затяжки

Болт М16 из Ст5 удовлетворяет условию прочности

Расчет болтов для крепления стакана к раме и редуктора к раме проводим подобным образом.

Для крепления стакана

Для крепления редуктора

11. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ

Температура масла

P₁ – мощность, подводимая к быстроходному валу редуктора, кВт

K_T – коэффициент тепло передачи

А – площадь поверхности охлаждения корпуса, м²

t₀ – температура окружающей среды

[t_м ] – допускаемая температура масла,

12. О ПИСАНИЕ ВЫБРАННОЙ СИСТЕМЫ СМАЗКИ

Окружная скорость зубчатых колес в редукторе <12,5м/с, поэтому

выбираем картерную смазку.

Быстроходные колеса редуктора должны быть погружены в масленую ванну на глубину до 5·m=12мм

Скорость скольжения в червячной передаче . Червяк может быть погружен в масленую ванну на глубину до 17 мм.

Выбор марки масла:

Чем выше окружная скорость, тем меньше должна быть вязкость масла.

Так как у нас окружная скорость небольшая, то масло И–45А нам вполне подойдет ( ).

Минимальный объем залитого масла составляет 0,4…0,6 на 1 кВт. Это будет 1,6…2,4 литра.

а) Смазка подшипников редуктора при картерной смазке происходит брызгами масла, если выполнено условие

Колесо быстроходной ступени: , так как условие выполняется, то подшипники смазываются брызгами масла.

б) Смазка подшипников выходного и приводного валов. Смазываем солидолом, он хорошо удерживается в подшипниках, сопротивляется действию центробежных сил.

Список литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.

В 3-х т. –М.: Машиностроение, 1992.

2. Бейзельман Р.Д. , Цыпкин Б.В. , Перель Л.А. Подшипники качения:

Справочник. 6-е изд. М.: Машиностроение, 1975. 572 с.

3. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Д.Н. Решетова

М. Машиностроение, 1979. 368 с.

4. Допуски и посадки: Справочник. Под ред. В. Д. Мягкова.

Л.: Машиностроение, 1978. 1032 с.

5. Дунаев П. Ф. , Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин:

Учебное пособие для вузов. М.: Высшая школа, 1978. 352 с.

6. Иванов М.Н. , Иванов В.Н. Курсовое проектирование. -

М.: Высшая школа, 1975. 552 с.

7. Поляков В.С. , Барбаш И.Д. , Ряховский О.А. справочник по муфтам.

Л.: Машиностроение, 1979. 351 с.

8. Чернавский С.А. , Снесарев Г.А. , Козинцев Б.С. Проектирование

механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов. –5-е

изд. , перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1984. 560 с.

9. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное

пособие для техникумов. М.: Высшая школа, 2002. 454 с.

10. Дрюк Л.В. Указания к курсовому проекту для специальности 0501

“Технология машиностроения”, МИФИ-3, 1987.

11. Дрюк Л.В. Компоновка редуктора: Методическое пособие к

курсовому проектированию по основам конструирования машин.

МИФИ-3, 1995.

12. Дрюк Л.В. Расчет валов и осей: Методическое пособие по курсу

“Основы конструирования машин”: МИФИ-3, 1992.

13. Дрюк Л.В. Расчет зубчатых и червячных передач: Учебное пособие к

курсовому проектированию по основам конструирования машин.

МИФИ-3, 1993.