Сетевая библиотекаСетевая библиотека

Курсовой проект

Дата публикации: 02.11.2012
Тип: Текстовые документы DOC
Размер: 807 Кбайт
Идентификатор документа: -35050120_133720992
Файлы этого типа можно открыть с помощью программы:
Microsoft Word из пакета Microsoft Office
Для скачивания файла Вам необходимо подтвердить, что Вы не робот

Предпросмотр документа

Не то что нужно?


Вернуться к поиску
Содержание документа
Калининградский государственный технический университет

Кафедра ТММ и ДМ









Курсовой проект

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ





Выполнил: студент
гр. 02-КС
Швецов Иван
Проверил:
Гладков Б.Т.




















Калининград 2005 г.
Содержание
Техническое задание3.
1. Кинематический расчет привода.4.
1.1. Выбор электродвигателя.4.
1.2. Определение частот вращения валов.5.
1.3. Определение вращающих моментов на валах.6.
2. Расчет зубчатых передач.7.
2.1. Расчет тихоходной зубчатой передачи.7.
2.1.1. Выбор материала зубчатых колес.7.
2.1.2. Расчет допускаемых контактных 7. напряжений и напряжений изгиба.
2.1.3. Расчет геометрии зубчатой передачи.9.
2.1.4. Определение сил в зацеплении зубчатой 10. передачи.
2.1.5. Проверочный расчет на контактную 11. прочность.
2.1.6. Проверочный расчет на изгибную прочность.11.
2.2. Расчет быстроходной зубчатой передачи.13
2.2.1. Выбор материала зубчатых колес.13.
2.2.2. Расчет допускаемых контактных 13. напряжений и напряжений изгиба.
2.2.3. Расчет геометрии зубчатой передачи.15.
2.2.4. Определение сил в зацеплении зубчатой 16. передачи.
2.2.5. Проверочный расчет на контактную 17. прочность.
2.2.6. Проверочный расчет на изгибную прочность.17.
3. Расчет ременной передачи.19.
4. Приближенный расчет валов.21.
5. Составление расчетных схем и определение опорных 22. реакций.
6. Проверка работоспособности подшипников качения.27.
7. Проверка шпоночных соединений на смятие.28.
8. Проверка валов на усталостную и статическую прочность.29.
9. Конструктивные элементы корпуса редуктора.32.
10. Выбор смазочного материала.32.










1. Кинематический расчет привода.

1.1. Выбор электродвигателя.

Выбирают электродвигатель из числа стандартных по условию
Pэд ≥ Pп,
где Pэд – мощность стандартного электродвигателя
Pп – потребная мощность для привода механизма.

Pпотр = Pp/ηпр ,
где Pp – мощность на валу барабана.
ηпр – общий коэффициент полезного действия привода механизма.

Pp = Ftv
где Ft – окружная сила на барабане, кН.
v – линейная скорость ленты транспортера, м/с

Рр = 1,20,77 = 0,924 (кВт)

ηпр = ηредηрп
ηред = ηцил3 = 0,973= 0,91
ηпр = 0,910,96 = 0,88
Рп = 0,924/0,88 = 1,05 (кВт)

Из числа стандартных электродвигателей выбираем электродвигатель с условием, что Рпасп ≥ Рп

Принимаем мощность Рп = 1,1 (кВт)

Марка двигателя - 80А4/1420

Характеристики и основные размеры:














1.2. Определение частот вращения валов.

1.2.1 Определение передаточного отношения привода.
iпр = nэд/nвых
где iпр – передаточное отношение ременной передачи
n – асинхронная частота вращения электродвигателя.
nвых = 60v/π•Dзв
nвых = 600,77/3,140,32 = 46(мин-1)
iпр = iрпiред
iпр = 1420/46 = 30,9
iред = 30,9/3 = 10,3
iред = uбuт
uт = 0,88√iред = 0,88√10,3 = 2,82
uб = iред/uт = 10,3/2,82 = 3,65

1.2.2.Определение частот вращения входного вала редуктора.
n1 – частота вращения входного вала.
n1 = nэд/iрп = 1420/3 = 473(мин-1)

1.2.3.Определение частот вращения промежуточного вала редуктора.
nп - частота вращения промежуточного вала.
nп = n1/iб
nп = 473/3,65 = 129,6(мин-1)

1.2.4.Определение частот вращения выходного вала редуктора.
n2 - частота вращения выходного вала.
n2 = n1/iред
n2 = 473/10,3 = 46(мин-1)
n2 = nвых















1.3.Определение вращающих моментов на валах.

1.3.1.Определение вращающего момента на валу электродвигателя.
Тэд = Рэд/ωэд
где Рэд – мощность электродвигателя, выбранная по каталогу, Вт.
ωэд – угловая скорость электродвигателя, рад/с.

ωэд = πnэд/30
ωэд = 3,141420/30 = 148,7(рад/с)
Тэд = 1,1103/148,7= 7,4(Нм)

1.3.2.Определение вращающего момента на входном валу редуктора.
Т1 = Тэдiрпηрп
Т1 = 7,430,96 = 21,3(Нм)

1.3.3.Определение вращающего момента на промежуточном валу редуктора.
Тп = Т1iбηцил2
Тп = 21,33,650,972 = 75,4(Нм)

1.3.4.Определение вращающего момента на выходном валу редуктора.
Т2 = Т1iредηред
Т2 = 21,310,30,91 = 200,2(Нм)

1.3.5.Проверка:
Твых = Тэдiпрηпр
Твых = 7,430,90,88 = 200,2(Нм)
















2. Расчет зубчатых передач.

2.1. Расчет тихоходной зубчатой передачи.

2.1.1. Выбор материала зубчатых колес.


2.1.2. Расчет допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.
Допускаемые напряжения определяются отдельно для колеса и шестерни по формуле:
[σн] = σнlimzn(zRzvzLzx)/sн
zR – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев.
zv – коэффициент, учитывающий окружную скорость.
zL – коэффициент, учитывающий влияние смазки.
zx – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
при этом следует принимать, что zRzvzLzx = 0,9
σнlim(МПа) - предел контактной выносливости
σнlim = 2Ннв + 70
для шестерни Ннв = 216(МПа)
для зубчатого колеса Ннв = 193,5(МПа)
для шестерни σнlim = 2216 + 70 = 502(МПа)
для зубчатого колеса σнlim = 2194 + 70 = 453(МПа)
sн – коэффициент запаса прочности, для зубчатых колес с однородной структурой sн = 1,1
zN – коэффициент долговечности, определяется по формуле
zN = 6√(Nнlim/Nне)
Nнlim – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости
для шестерни Nнlim = 12106
для зубчатого колеса Nнlim = 10106
Nне – эквивалентное число циклов
Nне = μнNк
μн – коэффициент, учитывающий характер нагружения.
μн = Σi=1n(Ti/Tmax)3(ti/t)
μн = (Т1/Т1)3(0,3t/t) + (0.8T/T)3(0.7t/t) = 0,65
Nк – суммарное число циклов нагружения за расчетный срок службы передачи, определяется по формуле
Nк = 60сntΣ



с = 1
tΣ – суммарный срок службы,(ч), называемый ресурсом передачи.
tΣ – L365Кгод24Ксут
где, L – срок службы,(годы).
Кгод,Ксут – коэффициенты использования передачи в году и сутках.
tΣ = 43650,65240,6 = 13670(ч)
Nк = 601125,613670 = 106,3106(для шестерни)
Nк = 6014613670 = 37,7106(для колеса)
Nне = 0,65106,3106 = 69,1106(для шестерни)
Nне = 0,6537,7106 = 24,5106(для колеса)
для шестерни zN =1
для шестерни [σн] = (5021/1,1)0,9 = 410,7(МПа)
для зубчатого колеса zN =1
для зубчатого колеса [σн] = (4531/1,1)0,9 = 373,9(МПа)

Допускаемые напряжения изгиба определяются также раздельно для шестерни и колеса по формуле
[σF] = (σFlimyn/sF)yRyxyA
σFlim – предел изгибной выносливости зуба,(МПа)
σFlim = 1.8Hнв
для шестерни σFlim = 1.8216 = 388.8(МПа)
для зубчатого колеса σFlim = 1.8193,5 = 348.3(МПа)
sF – коэффициент запаса прочности.
sF = 1,75
yA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
yA = 1
yN – коэффициент долговечности
yN = 6√(NFlim/NFE)
NFlim – базовое число циклов напряжений.
NFlim = 4106
NFE – эквивалентное число циклов перемен напряжений.
NFE = μFNFlim
где μF – коэффициент, учитывающий характер нагружения.
μF = Σi=1n(Ti/Tmax)6(ti/t)
μF = (Т1/Т1)6(0,3t/t) + (0.8T/T)6(0.7t/t) = 0,0,5
NFE = 0.54106 = 2 106
yN = 6√(4106/2106) = 1.1
yR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности.
yR = 1
Yx – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.
Yx = 1.05
для шестерни [σF] = (388.81,1/1.75)11.051 = 256,6(МПа)
для зубчатого колеса [σF] = (348.31,1/1.75)11.051 = 225,9(МПа)

2.1.3. Расчет геометрии зубчатой передачи.
Расчет производится для косозубой передачи.
а = 0,75(u + 1)3√((EпрТ2Кнβ)/([σн]2u2ψba))
а – межосевое расстояние для косозубых передач.
Ψbа – коэффициент ширины колеса.
Ψbа = 0,25 – 0,4 принимаем Ψbа = 0,3
Ψbd – коэффициент ширины шестерни.
Ψbd = 0,5ψba(u + 1)
Ψbd = 0.50.3(2,82 + 1) = 0.57
Кнβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.
Кнβ = 1,12
Епр – приведенный модуль упругости,(МПа)
Епр = 2,1105(МПа)
Т2 – вращающий момент на колесе,(Нмм)
[σн] – допускаемое контактное напряжение,(МПа)
[σн] = 373,9 (МПа) __________________________________
а=0,75(2,82+1)3√((2,1105200,21031,12)/(373,922,8220,3)) = 149,2(мм)
Принимаем а = 140(мм)
b'w = ψbaa
b'w – ширина зубчатого зацепления,(мм).
b'w = 0,3140 = 42(мм)
m = b'w/ψm
m – модуль зубчатого зацепления.
ψ'm – коэффициент
ψ'm = 30 – 20
Принимаем ψ'm = 25
m = 42/25 = 1,68
Принимаем m = 1,5
z'Σ = 2a/m
z'Σ – суммарное число зубьев.
z'Σ = 2140/1,5 = 187
z1 = z'Σ/(u + 1)
z1 – число зубьев шестерни.
z1 = 187/(2,82 + 1) = 49
z2 = z'Σ – z1
z2 – число зубьев колеса.
z2 = 187 – 49 = 138
u = z2/z1
u – фактическое передаточное число.
u = 138/49 = 2,8
ε = b'w/px
ε – коэффициент осевого перекрытия.
px – осевой шаг,(мм)
px = πm/sinβ

β = 8 – 16 принимаем 12
px = 3.142,8/sin12 = 16,4(мм)
ε = 42/16,4 = 2.6>1.1
d1 = z1m/cos12
d1 – делительный диаметр шестерни,(мм).
d1 = 491,5/cos12 = 87,1(мм).
d2 = z2m/cos12
d2 – делительный диаметр зубчатого колеса.
d2 = 1381,5/cos12 = 245,3(мм)
db1 = d1cosαt
db1 – основной диаметр шестерни,(мм).
αt – делительный угол профиля в торцовом сечении.
αt = α = 20˚
db1 = 87,1cos20˚ = 78,4(мм)
db2 = d2cosαt
db2 – основной диаметр колеса,(мм).
db2 = 245,3cos20˚ = 220(мм)
da1 = d1 + 2m(1 + x1)
da2 = d2 + 2m(1 + x2)
da1 и da2 – диаметры вершин зубьев,(мм).
x1 = x2 = 0
da1 = 87,1 + 21,5(1 + 0) = 90,1(мм)
da2 = 245,3 + 21,5(1 + 0) = 248,3(мм)
υ1 = πd1n1/60
υ1 – окружная скорость шестерни,(м/с).
υ1 = 3,1487,146/60 = 209,68(м/с)
По окружной скорости шестерни определяем степень точности зубчатых колес.
Степень точности зубчатых колес – 9

2.1.4. Определение сил в зацеплении зубчатой передачи.
Fп – полная сила взаимодействия между парой контактирующих зубьев.
Fп = Ft/cosαω
где Ft – окружная составляющая силы Fп
Ft = 2T/d
T – вращающий момент на колесе
Ft = 2200/245,3 = 1,6(кH)
Fr – радиальная составляющая силы Fп
Fr = Fttgαω/cosαω
Fr = 1,6tg(20˚)/cos(20˚) = 0,58(кH)
Fа = Fttgβ
Fа = 1,6tg(12˚) = 0,34(кH)

2.1.5. Проверочный расчет на контактную прочность.
Контактная выносливость зубчатой передачи будет обеспечена, если выполняется неравенство:
σн ≤ [σн] _________________________________
σн = 1,18zHβ√(((ЕпрТ1kн)/(dw12bwsin2α))((u + 1)/u)
__________
zHβ = √ кнα cos2β/εα
кн = кнαкнβкнv
кнα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между парами зубьев.
кнα = 1,13
кнβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии.
кнβ = 1,01
кнv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающий в зацеплении до зоны резонанса.
кнv = 1,05
zHβ = 0,98
кн = 1,2 .
σн=1,180,98√((2,1105200,41031,2)/(245,3242sin(40˚))((2,8+1)/2,8))= 238(МПа)
[σн] = 373,9 (МПа)
238(МПа) < 373,9(МПа)
Условие контактной прочности выполняется.

2.1.6. Проверочный расчет на изгибную прочность.
Выносливость зубчатой передачи на изгиб будет обеспечена, если выполняется неравенство:
σF ≤ [σF]
σF = (FtYfs zFβ kF)/(bwm)
zFβ = кFα yB/εα
kF = kFαkFvkFβ
kFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
kFα = 1,35
kFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии.
kFβ = 1.01
kFv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую до зоны резонанса.
kFv = 1.13
zFβ = 0,65
kF = 1,351.011.13 = 1.54

Ft = 1,6(кH)
YFs - коэффициент, учитывающий форму зуба.
YFs = 3,74
m = 1,5
σF = ((1,63,74)/(421,5))0,651,85 = 114(МПа)
[σF] = 229 (МПа)
σF ≤ [σF]
Условие изгибной прочности выполняется.







































2.2. Расчет быстроходной зубчатой передачи.

2.2.1. Выбор материала зубчатых колес.


2.2.2. Расчет допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.
Допускаемые напряжения определяются отдельно для колеса и шестерни по формуле:
[σн] = σнlimzn(zRzvzLzx)/sн
zR – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев.
zv – коэффициент, учитывающий окружную скорость.
zL – коэффициент, учитывающий влияние смазки.
zx – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
при этом следует принимать, что zRzvzLzx = 0,9
σнlim(МПа) - предел контактной выносливости
σнlim = 2Ннв + 70
для шестерни Ннв = 216(МПа)
для зубчатого колеса Ннв = 193,5(МПа)
для шестерни σнlim = 2216 + 70 = 502(МПа)
для зубчатого колеса σнlim = 2194 + 70 = 453(МПа)
sн – коэффициент запаса прочности, для зубчатых колес с однородной структурой sн = 1,1
zN – коэффициент долговечности, определяется по формуле
zN = 6√(Nнlim/Nне)
Nнlim – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости
для шестерни Nнlim = 12106
для зубчатого колеса Nнlim = 10106
Nне – эквивалентное число циклов
Nне = μнNк
μн – коэффициент, учитывающий характер нагружения.
μн = Σi=1n(Ti/Tmax)3(ti/t)
μн = (Т1/Т1)3(0,3t/t) + (0.8T/T)3(0.7t/t) = 0,65
Nк – суммарное число циклов нагружения за расчетный срок службы передачи, определяется по формуле
Nк = 60сntΣ





с = 1
tΣ – суммарный срок службы,(ч), называемый ресурсом передачи.
tΣ – L365Кгод24Ксут
где, L – срок службы,(годы).
Кгод,Ксут – коэффициенты использования передачи в году и сутках.
tΣ = 43650,65240,6 = 13670(ч)
Nк = 60147313670 = 388106(для шестерни)
Nк = 601129,613670 = 106,3106(для колеса)
Nне = 0,65388106 = 252,2106(для шестерни)
Nне = 0,65106,3106 = 69,1106(для колеса)
для шестерни zN =1
для шестерни [σн] = (5021/1,1)0,9 = 410,7(МПа)
для зубчатого колеса zN =1
для зубчатого колеса [σн] = (4531/1,1)0,9 = 373,9(МПа)

Допускаемые напряжения изгиба определяются также раздельно для шестерни и колеса по формуле
[σF] = (σFlimyn/sF)yRyxyA
σFlim – предел изгибной выносливости зуба,(МПа)
σFlim = 1.8Hнв
для шестерни σFlim = 1.8216 = 388.8(МПа)
для зубчатого колеса σFlim = 1.8193,5 = 348.3(МПа)
sF – коэффициент запаса прочности.
sF = 1,75
yA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
yA = 1
yN – коэффициент долговечности
yN = 6√(NFlim/NFE)
NFlim – базовое число циклов напряжений.
NFlim = 4106
NFE – эквивалентное число циклов перемен напряжений.
NFE = μFNFlim
где μF – коэффициент, учитывающий характер нагружения.
μF = Σi=1n(Ti/Tmax)6(ti/t)
μF = (Т1/Т1)6(0,3t/t) + (0.8T/T)6(0.7t/t) = 0,0,5
NFE = 0.54106 = 2 106
yN = 6√(4106/2106) = 1.1
yR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности.
yR = 1
Yx – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.
Yx = 1.05
для шестерни [σF] = (388.81,1/1.75)11.051 = 256,6(МПа)
для зубчатого колеса [σF] = (348.31,1/1.75)11.051 = 225,9(МПа)


2.2.3. Расчет геометрии зубчатой передачи.
Расчет производится для косозубой передачи.
а = 0,75(u + 1)3√((EпрТ2Кнβ)/([σн]2u2ψba))
а – межосевое расстояние для косозубых передач.
Ψbа – коэффициент ширины колеса.
Ψbа = 0,25 – 0,4 принимаем Ψbа = 0,3
Ψbd – коэффициент ширины шестерни.
Ψbd = 0,5ψba(u + 1)
Ψbd = 0.50.3(3,65 + 1) = 0.7
Кнβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.
Кнβ = 1,12
Епр – приведенный модуль упругости,(МПа)
Епр = 2,1105(МПа)
Т2 – вращающий момент на колесе,(Нмм)
[σн] – допускаемое контактное напряжение,(МПа)
[σн] = 373,9 (МПа) __________________________________
а=0,75(3,65+1)3√((2,110574,51031,12)/(373,923,6520,3)) = 100,3(мм)
Принимаем а = 100(мм)
b'w = ψbaa
b'w – ширина зубчатого зацепления,(мм).
b'w = 0,3100 = 30(мм)
m = b'w/ψm
m – модуль зубчатого зацепления.
ψ'm – коэффициент
ψ'm = 30 – 20
Принимаем ψ'm = 25
m = 30/25 = 1,2
Принимаем m = 1,25
z'Σ = 2a/m
z'Σ – суммарное число зубьев.
z'Σ = 2100/1,25 = 160
z1 = z'Σ/(u + 1)
z1 – число зубьев шестерни.
z1 = 160/(3,65 + 1) = 34
z2 = z'Σ – z1
z2 – число зубьев колеса.
z2 = 160 – 34 = 126
u = z2/z1
u – фактическое передаточное число.
u = 126/34 = 3,7
ε = b'w/px
ε – коэффициент осевого перекрытия.
px – осевой шаг,(мм)
px = πm/sinβ

β = 8 – 16 принимаем 12
px = 3.143,7/sin12 = 21,6(мм)
ε = 30/21,6 = 1,4>1.1
d1 = z1m/cos12
d1 – делительный диаметр шестерни,(мм).
d1 = 341,25/cos12 = 50,4(мм).
d2 = z2m/cos12
d2 – делительный диаметр зубчатого колеса.
d2 = 1261,25/cos12 = 186,6(мм)
db1 = d1cosαt
db1 – основной диаметр шестерни,(мм).
αt – делительный угол профиля в торцовом сечении.
αt = α = 20˚
db1 = 50,4cos20˚ = 45(мм)
db2 = d2cosαt
db2 – основной диаметр колеса,(мм).
db2 = 186,6cos20˚ = 168(мм)
da1 = d1 + 2m(1 + x1)
da2 = d2 + 2m(1 + x2)
da1 и da2 – диаметры вершин зубьев,(мм).
x1 = x2 = 0
da1 = 50,4 + 21,25(1 + 0) = 58,9(мм)
da2 = 186,6 + 21,25(1 + 0) = 189(мм)
υ1 = πd1n1/60
υ1 – окружная скорость шестерни,(м/с).
υ1 = 3,1450,4473/60 = 1200(м/с)
По окружной скорости шестерни определяем степень точности зубчатых колес.
Степень точности зубчатых колес – 9

2.2.4. Определение сил в зацеплении зубчатой передачи.
Fп – полная сила взаимодействия между парой контактирующих зубьев.
Fп = Ft/cosαω
где Ft – окружная составляющая силы Fп
Ft = 2T/d
T – вращающий момент на колесе
Ft = 275,4/50,4 = 2,99(кH)
Fr – радиальная составляющая силы Fп
Fr = Fttgαω/cosαω
Fr = 2,99tg(20˚)/cos(20˚) = 1,01(кH)
Fа = Fttgβ
Fа = 2,99tg(12˚) = 0,6(кH)

2.2.5. Проверочный расчет на контактную прочность.
Контактная выносливость зубчатой передачи будет обеспечена, если выполняется неравенство:
σн ≤ [σн] _________________________________
σн = 1,18zHβ√(((ЕпрТ1kн)/(dw12bwsin2α))((u + 1)/u)
__________
zHβ = √ кнα cos2β/εα
кн = кнαкнβкнv
кнα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между парами зубьев.
кнα = 1,13
кнβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии.
кнβ = 1,09
кнv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающий в зацеплении до зоны резонанса.
кнv = 1,05
zHβ = 0,98
кн = 1,29 .
σн=1,180,98√((2,110575,41031,29)/(186,6230sin(40˚))((3,7+1)/3,7))= 227,8(МПа)
[σн] = 373,9 (МПа)
227,8(МПа) < 373,9(МПа)
Условие контактной прочности выполняется.

2.2.6. Проверочный расчет на изгибную прочность.
Выносливость зубчатой передачи на изгиб будет обеспечена, если выполняется неравенство:
σF ≤ [σF]
σF = (FtYfs zFβ kF)/(bwm)
zFβ = кFα yB/εα
kF = kFαkFvkFβ
kFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
kFα = 1,35
kFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии.
kFβ = 1.2
kFv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую до зоны резонанса.
kFv = 1.13
zFβ = 0,77
kF = 1,351.21.13 = 1.8

Ft = 2,99(кH)
YFs - коэффициент, учитывающий форму зуба.
YFs = 3,8
m = 1,25
σF = ((2,993,8)/(301,25))0,771,85 = 142(МПа)
[σF] = 229 (МПа)
σF ≤ [σF]
Условие изгибной прочности выполняется.







































3. Расчет ременной передачи.
3.1. Определение вращающего момента на ведущем валу передачи
Тр1 = Рэд/ωр1
ωр1 = πnр1/30
ωр1 = 3,141420/30 = 148,7(рад/с)
Тр1 = 1,1103/148,7= 7,4(Нм)
3.2. Передаточное число передачи
iрем = nр1/nр2
iрем = 1420/473,3 = 3
3.3 Скорость
υ = πd1nр1/60
υ = 3,14801420/60 = 5,94 (м/с)
3.4.Диаметр шкива ведомого вала
d2= d1(1-)iрем
d2= 80(1- 0,015)3 = 224 мм
3.5.Действительная частота ведомого вала
nр2 = (1- ε)nр1 d1/d2
nр2 = (1- 0,015)1420 80/224 = 473,6(мин-1)
3.6.Уточненное передаточное отношение
iрем = nр1/nр2
iрем = 1420/473,6 = 2,998
3.7. Определение требуемой длины ремня
L = 2a + πdcp + ∆/a
dcp = (d1+ d2)/2
∆ = (d2 - d1)/2
amin = 0.55(d1+ d2) + 6
amax = 1.5(d1+ d2)
amin = 0.55(80+ 224) + 6 = 139,65 мм
amax = 1.5(80+ 224) = 364,5 мм
Принимаем а = 224 мм
L = 2224 + 1,57304 + 144/896 = 948 мм
Принимаем L = 1000 мм
3.8.Расстояние между осями .
a = (L-πdcp)/4 + 1/4 √(L- πdcp )-8∆ .
a = (1000-3.14152)/4 + 1/4 √(1000- 3.14152 )-8122 = 250мм
3.9.Угол обхвата на малом шкиве
α1 = 180 – 57,32∆/а
α1 = 180 – 57,32144/1000 = 171 > 120
3.10.Определение растягивающих напряжений в ремне
σFt = (27,1 – 5,1lnυ)bp-0.421 – 4.9bp/dl – 1.1210-v
υ = v /L
υ = 5,9410/1000 = 5,94
bp = 8.5 мм
dl = d1kr
kr = 1.14 – 0.14e2,43(1-i)

kr = 1.14 – 0.14e2,43(1-3) = 1.14
dl = 801.14 = 90 мм
σFt = (27,1 – 5,1ln5,94)8,5-0.421 – 4.98,5/80 – 1.1210-5,94 = 6,5
3.11. Определение допускаемых растягивающих напряжений в ремне
[σFt] = σFtСαСр
Сα = 1 – kα(180-α)
Kα = 0,0026
Ср = 1
Сα = 1 – 0,0026(180-171) = 0,88
[σFt] = 6,50,88 = 5,76 (МПа)
3.12. Число ремней в передаче
z = Ft/([σFt]ACz)
Ft = 2kFT1/d1
kF = 1.2
Ft = 21.27.4/80 = 0.280 (кН)
A=47
Cz = 0,95
z = 280/(5,76470,95) = 1,6
Принимаем 2 ремня
3.13.Сила, действующая на вал передачи
Fn = 2F0sin(α/2)
F0 = 0.78Ft/Cα + qzυ
F0 = 0.78280/0.88 + 0.0625,94 = 250 (Н)
Fn = 2250sin(171/2) = 462 (Н)
























4. Приближенный расчет валов.
4.1.Входной вал.
dв =
dв – диаметр консольной части вала.
Т – крутящий момент, передаваемый валом.
[τ] – допускаемые напряжения кручения.
[τ] = (12…15)(МПа)
Принимаем [τ] = 13,5(МПа)
dв1 = = 20(мм)
Определяем диаметр посадочной поверхности под подшипники качения dп1.
dп1 = dв + 2t2 + 1
t2 = 2,8
dп1 = 20 + 22,8 + 1 = 28,7(мм)
Принимаем dп = 30(мм)
Шестерни выполняются заодно с валом.

4.2.Промежуточный вал.
dkп =
dkп = = 42(мм)
Определяем диаметр посадочной поверхности под подшипники dпп.
dпп =dk – 5(мм)
dпп =42 – 5 = 37(мм) принимаю 35(мм)

4.3.Выходной вал.
dв2 =
dв2 = = 45(мм)
Определяем диаметр посадочной поверхности под подшипники dп2.
dп2 = dв2 + 2t2 + 1
dп2 = 45 + 23,8 + 1 = 53,6(мм)
Принимаем dп2 = 55 (мм)
Определяем диаметр вала под зубчатым колесом dk2.
dk2 = dп2 + 5мм
dk2 = 55 + 5 = 60(мм)

4.4.Подбор шпонок.






5. Составление расчетных схем и определение опорных реакций.
Входной вал.


Расчетная схема, силы в зацеплении шестерни и колеса быстроходной передачи, действующие в вертикальной плоскости YOZ и приведенные к оси вала , показаны (на рисунке - часть б).
Определение опорных реакций от действия сил Fr1, Fr3,Fa1и Fa3
ΣMA = 0
RBYl1 + Fr1a + Fr3(b+a) + Ma1 – Ma3= 0
Ma1 = 0.5Fa1d1; Ma3 = 0.5Fa3d3
RBY = -Fr1a + Fr3(b+a) + Ma3 - Ma1/l1
Ma1 = 0.50.650.4 = 15.12(Нмм); Ma3 = 0.50.650.4 = 15.12(Нмм)
RBY = -1.0146-1.01(130+46)-151.2 + 151.2/222 = 1.01(H)
ΣMB = 0
RAYl1 + Fr1(b+c) + Fr3c = 0
RAY = -Fr1(b+c)- Fr3c /l1
RAY = -1.01(130+46) – 1.0146/222 = 1.01(H)
Определяем опорные реакции от сил Ft1 ,Ft3и Fм1, приведенных к оси вала и действующих в горизонтальной плоскости XOZ (на рисунке – часть в).
ΣMA = 0
RBXl1 + = 0
RBX = -Ft3(b+a) - Ft1a - Fм1(l+d) /l1
Fм1 = 125
Fм1 = 125 = 276(Н)
RBX = -2.99176 – 2.9946 - 576268 /222 = -698(H)
ΣMB = 0
RAXl1 – Fм1d - Ft3c - Ft1(b + c) = 0
RAX = Fм1d + Ft3c + Ft1(b + c)/l1
RAX = 57662+ 2.9946 + 2.99176/222= 163(H)
Строим эпюры от посчитанных сил.
Строим эпюру от крутящего момента(на рисунке – часть г).

Промежуточный вал.
Расчетная схема, силы взаимодействия в зацеплении зубчатой передачи, действующие в вертикальной плоскости YOZ и приведены к оси вала (на рисунке – часть б).
Определим опорные реакции от сил Fr4, Fr2 ,Fr3, Fa2 и Fa3:
ΣMc = 0
RDYl2 + Fr4(d +f+ e) – Fr5(f+e)+ Fr2e = 0
RDY = -Fr4(d +f+ e) + Fr5(f+e)- Fr2e /l2
RDY = -1.01176+ 0.58111- 1.0146 /222= -0.72(Н)
ΣMD = 0
RCYl2 + Fr2(g+h + f) – Fr5(g+h) + Fr4h = 0
RCY = -Fr2(g+h + f) + Fr5(g+h) - Fr4h /l2
RCY = -1.01176 + 0.58111 – 1.0146 /222= -0.72(H)
Расчетная схема, силы взаимодействия в зацеплении зубчатой передачи, действующие в горизонтальной плоскости XOZ и приведены к оси вала (на рисунке – часть в).
Определим опорные реакции от сил Ft2 Ft5 и Ft4:
ΣMc = 0
RDXl2 + Ft4(g+f+ e)+ Ft5(f + e) + Ft2e = 0
RDX = -Ft4(g+f+ e)- Ft5(f + e) - Ft2e /l2
RDX = -2.99176- 1.6111 – 2.9946 /222= -3.79(H)
ΣMD = 0
RCXl2 +Ft2(g+f+ h)+ Ft5(g + h) + Ft4h = 0
RCX = -Ft4(g+f+ e)- Ft5(f + e) - Ft2e /l2
RCX =-2.99176- 1.6111 – 2.9946 /222= -3.79(H)
Строим эпюры от посчитанных сил.
Строим эпюру от крутящего момента (на рисунке часть г).



Определяем суммарные реакции на опорах.
Rc =
Rc = = 3.85(H)
RD =
RD = = 3.85(H)

Выходной вал.
Расчетная схема, силы в зубчатом зацеплении, действующие в вертикальной плоскости YOZ, показаны на рисунке, приведенном ниже(часть б).
ΣME = 0
RFYl3 + Fr6m = 0
RFY = -Fr6m/l3
RFY = -0.58117/222 = -0.3(H)
ΣMf = 0
REYl3 + Fr6n = 0
RFY = -Fr6n/l3
RFY = -0.58105/222 = -0.27(H)


Строим эпюру изгибающих моментов.
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости XOZ от действия сил Ft6 и Fм3.
ΣME = 0
RFXl3 + Fм3k + Ft6m= 0
RFX = -Fм3k– Ft6m/l3
Fм3 = 125
Fм3 = 125 = 1767(Н)
RFX = -1765100– 1.6117/222 = -797(H)
ΣMF = 0
REXl3 – Ft6n – Fм3(l+k) = 0
REX = Ft6n + Fм3(l+k)/l3
REX = 1.6105 + 1767322/222 = 2566(H)
Строим эпюру изгибающих моментов (на рисунке – часть в).
Определяем суммарные реакции в опорах E и F:
RE =
RF =
RE = = 2566(H)
RF = = 798(H)
Строим эпюру крутящего момента (на рисунке – часть г).





















6. Проверка работоспособности подшипников качения.

Тихоходный вал
Назначаем шариковый радиальный подшипник средней серии № 312
D=130 B=31 C=81.9 Co=48 R=25.66
Fa/Co=0.34/48 = 0.007=>e=0.19
V=1
Fa/(V*R)= 0.34/25.66 = 0.013 < 0.19 => x=1 y=0
Pr = (1*25.66+0*0.34)*1.3*1=33.36kH
Le = 60*10-6*46*3418=5.8 мин.об.
С = 33,363√5,8/0,75 = 79.9kH
Условие С<Спасп выполняется
79,9кН<81,9кН
Значит, выбранный подшипник удовлетворяет условиям работы.

Промежуточный вал
Назначаем шариковый радиальный подшипник средней серии № 307
D=80 B=21 C=33,2 Co=18 R=3,85
Fa/Co=0.6/18 = 0.03=>e=0.235
V=1
Fa/(V*R)= 0.6/3,85 = 0.16 < 0.235 => x=1 y=0
Pr = (1*3,85+0*0.6)*1.3*1=5kH
Le = 60*10-6*129,6*3418=26,58 мин.об.
С = 53√26,58/0,75 = 19.9kH
Условие С<Спасп выполняется
19,9кН<33,2кН
Значит, выбранный подшипник удовлетворяет условиям работы.

Быстроходный вал
Назначаем шариковый радиальный подшипник средней серии № 306
D=72 B=19 C=29,1 Co=14,6 R=0,698
Fa/Co=0.6/14,6 = 0.04=>e=0.24
V=1
Fa/(V*R)= 0.6/0,698 = 0.85 > 0.24 => x=0,56 y=1,83
Pr = (0,56*0,698+1,83*0.6)*1.3*1=1,94kH
Le = 60*10-6*473*3418=97 мин.об.
С = 53√97/0,75 = 11,88kH
Условие С<Спаспвыполняется
11,9кН<29,1кН
Значит, выбранный подшипник удовлетворяет условиям работы.


7. Проверка шпоночных соединений на смятие.

σсм=2T/d(h-t1)lp<[σсм] = 100-110мПа
lp = 2T*103/ d(h-t1)[σсм]

Входной вал
lp = 2*21.3*103/ 20(6-3.5)105 = 8.114 мм
lш = 8,114+6 = 14,114 Принимаю 16мм

Промежуточный вал
lp = 2*75,4*103/ 42(8-5)105 = 11,4 мм
lш = 11,4+12 = 23,4 Принимаю 24мм

Выходной вал
Консоль
lp = 2*200,2*103/ 45(9-5,5)105 = 24,2 мм
lш = 24,2+14 = 38,2 Принимаю 40мм
Под колесом
lp = 2*200,2*103/ 60(11-7)105 = 15,9 мм
lш = 15,9+18 = 33,9 Принимаю 40мм



























8. Проверка валов на усталостную и статическую прочность.
8.1.Расчет валов на усталостную прочность.

Для опасных сечений определяют коэффициенты запаса усталостной прочности и сравнивают их с допускаемым значением.
S = SσSτ/ ≥ [S]
где Sσ = σ-1/(σakσ/(kdkF) + ψσσm) – коэффициент запаса усталостной прочности по изгибу.
Sτ = τ-1/(τakτ/(kdkF) + ψττm) – коэффициент запаса усталостной прочности по кручению.
В этих формулах:
σa,τa – амплитуды переменных составляющих циклов изменения напряжений при изгибе и кручении.
σm,τm – постоянные составляющие циклов изменения напряжений при изгибе и кручении соответственно.
σm = 0
σa = M/(0.1d3)
τm = τa = 0.5T/(0.2d3)
где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала.
М =
Т – вращающий момент на валу.
ψσ,ψm – коэффициенты, учитывающие механические характеристики материала вала.
σ-1,τ-1 – пределы выносливости.
kd – масштабный фактор.
kF – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.
kσ,kσ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.
[S] – допускаемое значении коэффициента запаса усталостной прочности, [S] = 1,5
Для стали 45.
ψσ = 0,1
ψτ = 0
σв = 800(МПа)
σт = 550(МПа)
τт = 300(МПа)
σ-1 = 350(МПа)
τ-1 = 210(МПа)
Входной вал.
М = = 357100(Нмм)
σа = 357100/0,1353 = 8,329(МПа)
τm = τа = 0,521,3103/0,2353 = 1,242(МПа)
kσ = 3.5
kτ = 2.1
kF = 1
kd = 0.88
Sσ = 0,011
Sτ = 70,854
S = 11
S ≥ [S] Усталостная прочность входного вала обеспечена.

Промежуточный вал.
М = = 316800(Нмм)
σа = 316800/0,1423 = 42,756(МПа)
τm = τа = 0,575,4103/0,2423 = 2,544
kσ = 3.5
kτ = 2.1
kF = 1
kd = 0.85
Sσ = 350/(42,7563.5/(0.851)+0.10) = 1,988
Sτ = 210/(2,5442.1/(0.851) + 0) = 33,408
S = = 1,984
S ≥ [S] Усталостная прочность промежуточного вала обеспечена.

Выходной вал.
М = = 176865(Нмм)
σа = 176865/0,1603 = 8,188(МПа)
τm = τa = 0.5200,2103/0.2603 = 2,317(МПа)
kσ = 3.5
kτ = 2.1
kF = 1
kd = 0.785
Sσ = 350/(8,1883.8/(0.7851)) = 9,587
Sτ = 210/(2,3172.1/(0.7851)) = 33,878
S = 9,587
S ≥ [S] Усталостная прочность выходного вала обеспечена.

8.2.Расчет валов на статическую прочность.

Проверку статической прочности выполняют по следующему условию:
Sт = σт/Kпσэкв ≥ [Sт]
где σт – предел текучести материала.
Kп – коэффициент перегрузки, Kп = 2,2.
σэкв – эквивалентное напряжение.
σэкв = (32/πd3)
d – диаметр вала в опасном сечении.
Ми – суммарный изгибающий момент в опасном сечении.
Ми =
где Mx и My -изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях опасного сечения.
Мk -крутящий момент на валу.
Sт – расчетный коэффициент запаса прочности вала по пределу текучести.
[Sт] – допускаемая величина коэффициента запаса прочности вала по пределу текучести, [Sт] = 1,3...1,6

Выходной вал.
σт = 550(МПа)
σэкв = (32/3,14603) = 83,4(МПа)
Sт = 550/2,283,4 = 3
Sт ≥ [Sт] Статическая прочность входного вала обеспечена.

Промежуточный вал.
σэкв = (32/3,14423) = 44,5(МПа)
Sт = 550/2,244,5 = 5,6
Sт ≥ [Sт] Статическая прочность промежуточного вала обеспечена.

Входной вал.
σэкв = (32/3,14353) = 84,9(МПа)
Sт = 550/2,284,9 = 2,9
Sт ≥ [Sт] Статическая прочность выходного вала обеспечена.






















9. Конструктивные элементы корпуса редуктора.

Выбор крышек осуществляется в зависимости от диаметра отверстия в корпусе под подшипник.
Входной вал: D = 72мм, б = 6 мм, d= 8мм, z =4
Промежуточный вал: D = 80мм, б = 6 мм, d= 8мм, z =4
Выходной вал: D = 130мм, б = 7 мм, d= 10мм, z =6
б1 = 1,2б
Толщина стенок редуктора
б = 1,34√Т >6мм
б = 1,3*3,76 = 4,8=> принимаю б = 6 мм
Толщина стенки крышки корпуса
Крепление крышки редуктора к корпусу
d = 1,253√Т>10мм
d = 1,253√200,2 = 7,3мм принимаю 10мм
K = 2.35 d = 23.5 мм, С =1,1d = 11мм
D=2d 20мм.
Диаметр штифта
dш = 0.7d = 7мм

10. Выбор смазочного материала.

v = 1.2, σн = 227,8 => Кинематическая вязкость = 32
В качестве смазочного материала выбираю масло: ИГА - 32






















Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

2

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Разраб.

Швецов И.И.

Провер.

Гладков Б.Т.

Т. Контр.

Н. Контр.

Утверд.


Пояснительная записка

Лит.

Листов

32

02-КС, КГТУ

Реценз.

Масса

Масштаб

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


ОбозначениеМощностьСинхроннаяИсполнение IM 1081
электродвига-Рэд, кВт частота nэд
телямин-1 d1 l1 l10 b10 d10


мм
80А4/14201,1 1500
22 50 100 125 10

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

27

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

6

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

7

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

10

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

111

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

123

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

144

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

122

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

145

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

166

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

177

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

188

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

189

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

20

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

21

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

22

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

24

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

25

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

23

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

26

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

28

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

30

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

29

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

31

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

9

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

32

КП.34.1401.ДМ25-00.00.00.ПЗ