Привод ленточного транспортера (263274)

Посмотреть архив целиком













ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

до курсового проекту по Деталям машин

на тему: «Привод ленточного транспортера»



Виконав студент гр.

___________

Керівник проекту:

____________



Зміст


Вступ

1 Энергокинематический розрахунок приводу

2 Розрахунок клиноремінної (ланцюговий) передачі

3 Розрахунок зубчастих передач

3.1 Розрахунок швидкохідної ступіні редуктора

3.2 Розрахунок тихохідної ступіні редуктора

4 Розробка ескізного проекту (компонування) редуктора

5 Розрахунок валів

5.1 Проектувальний розрахунок швидкохідного вала

5.2 Проектувальний розрахунок проміжного вала

5.3 Проектувальний розрахунок тихохідного вала

5.4 Перевірочний розрахунок тихохідного вала

6 Вибір підшипників

6.1 Вибір підшипників для швидкохідного вала

6.2 Вибір підшипників для проміжного вала

6.3 Вибір підшипників для тихохідного вала

7 Розрахунок шпонкових з'єднань

8 Вибір муфти

9 Вибір олії і системи змащення зубцюватих зачеплень і підшипників

Список літератури


Вступ


Транспортёры (конвейеры) предназначены для перемещения сыпучих и кусковых грузовых материалов или штучных однородных грузов непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для менанизирования разгрузочно - погрузочных работ, для транспортирования изделий в технологических поточных линиях.

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

Все эти устройства можно разделить на две основные группы:

  1. транспортирующие устройства с тяговым органом – ленточные и цепные транспортёры и элеваторы.

  2. транспортирующие устройства без тягового органа – гравитационные.

Независимо от типа тягового органа транспортёры состоят из следующих основных частей:

  • приводная станция, от которой тяговый орган получает движение

  • тяговый орган с элементами размещения груза (ковши, скребки, люльки) или без них

  • рама или ферма транспортёра

  • поддерживающее устройство (катки, ролики)

  • натяжная станция, которая создаёт и поддерживает необходимое натяжение тягового органа

Приводная станция включает двигатель, передачу ( зубчатую, червячную и д. р.), соединительные муфты, ведущий барабан или звёздочки с валом и опорами. Конструкция приводной станции и ее расположение относительно конвеера могут быть различными.

Натяжная станция позволяет перемещать ведомый вал с помощью винтовых механизмов и поддерживать таким образом, необходимое натяжение тягового органа. Кроме винтовых применяются грузовые натяжные устройства.

В ленточных транспортёрах тяговым органом служит гибкая лента (ремень), чаще всего текстильная, прорезиненная.


Дано: F = 2.8 кН;

V= 1,65 м\сек;

D = 200 мм.

Позначення на схемах:

1 – електродвигун, 2 – ремінна (ланцюгова) передача, 3 – редуктор,

4 – муфта, 5 – барабан.

F – окружне зусилля на барабані, V – швидкість стрічки, D – діаметр барабана.



1. Енергокінематічний розрахунок приводу


1.1 Определяем потребляемую мощность привода:


Вт;


1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя:


Вт;


где:


1.3 Определяем угловую скорость выходного вала:


рад/с


1.4 Определяем частоту вращения приводного вала:



1.5 Определяем требуемую частоту вала электродвигателя:



По табличным значениям выбираем электродвигатель типа: АИР 132S4

Р=5,5кВт и n = 1445


1.6 Определяем общее передаточное число привода:



1.7 Определяем передаточное число цепной передачи:



1.8 Передаточное число редуктора:



1.9 Определяем частоту вращения вала колеса быстроходной ступени редуктора:


об/мин


1.10 Определяем частоту вращения вала колеса промежуточной ступени двухступенчатого редуктора:


об/мин


1.11 Определяем частоту вращения тихоходного вала:


об/мин


1.12 Определяем мощность на валу электродвигателя:


Вт


1.13 Определяем мощность на быстроходном валу редуктора:


Вт


1.14 Определяем мощность на промежуточном валу редуктора:


Вт


1.15 Определяем мощность на тихоходном валу редуктора:


Вт


1.16 Определяем мощность на валу барабана:


Вт


1.17 Определяем мощность на ленте:


Вт


1.18 Определяем угловую скорость вала электродвигателя:


рад/с


1.19. Определяем угловую скорость быстроходного вала:


рад/с


1.20 Определяем угловую скорость промежуточного вала:


рад/с


1.21 Определяем угловую скорость тихоходного вала:


рад/с


1.22 Определяем момент на валу электродвигателя:



1.23 Определяем момент на быстроходном валу редуктора:



1.24 Определяем момент на промежуточном валу редуктора:




1.25 Определяем момент на тихоходном валу редуктора:



1.26 Определяем момент на валу барабана:



1.27 Определяем момент на ленте:



2.Разрохунок ланцюгової передачі.


2.1 Выбираем число зубьев малой звездочки по таблице при передаточном отношении U=1.47 и частоте вращения


2.2 Определяем число зубьев большой звездочки


Округляем до целого.


2.3 Уточняем передаточное отношении цепной передачи



2.4 Коэффициент динамической нагрузки


2.5 Коэффициент режима поскольку принята двухсменная работа передачи


2.6 Коэффициент наклона передачи к горизонту т.к. угол наклона передачи к горизонту равен


2.7 Коэффициент способа регулировки натяжения цепи


2.8 Коэффициент смазки и загрязнения передачи . Предварительно принята скорость цепи


2.9 Коэффициент межосевого расстояния

2.10 Коэффициент эксплуатации:



2.11 Коэффициент числа зубьев:



- базовое число зубьев


2.12 Коэффициент частоты вращения:



2.13 Расчетная мощность:


кВт


По таблице принимаем кВт Этой мощности соответствует цепь однорядная роликовая ПР – 25,4 – 56700


2.14 Определяем параметры роликовой однорядной цепи:


Шаг цепи мм

Разрушительная силаН

Диаметр мм

Ширина цепи мм

Масса 1 метра цепи


2.15 Пригодность выбранной цепи проверяем по наибольшему допустимому шагу мм, должно соблюдаться соотношение 25,4<50,8. Выбранная цепь пригодна для данных условий работы


2.16 Скорость цепи:



По скорости уточняем коэффициент смазки


2.17 Межосевое расстояние цепной передачи:


мм


2.18 Длина цепи в шагах :



Целое число шагов


2.19 Уточняем межосевое расстояние при длине цепи 116 шагов цепи:



Передача работает лучше при провисании холостой ветви цепи, поэтому расчетное межосевое расчетное уменьшаем на (0,002…..0,004) .

Окончательное межосевое расстояние:



Принимаем мм


2.20 Усилия в передаче:


Окружное усилие:


Н


Натяжение цепи от центробежных сил:


Н


Коэффициент провисания равен

Сила предварительного натяжения от массы цепи:


Н


Давление цепи на вал:


Н


Натяжение ведущей ветви цепи:


Н


Натяжение ведущей цепи:


Н


2.21 Проверка передачи на резонанс:


Критическая частота вращения ведущей звездочки:


об/мин


Границы зоны, опасной по резонансу:

меньшее значение:

об/мин

большое значение:

об/мин

Рабочая частота находится за пределами опасной зоны.


2.22 Размеры звездочек:


делительный диаметр ведущей звездочки:

мм


делительный диаметр ведомой звездочки:


мм


диаметр окружности вершин зубьев ведущей звездочки:


мм


диаметр окружности вершин зубьев ведомой звездочки:


мм


диаметр окружности впадин зубьев ведущей звездочки:


мм


диаметр окружности впадин зубьев ведомой звездочки:


мм


ширина зубчатого венца звездочки для однорядной цепи:


мм

  1. Разрохунок зубчатої передачі


3.1 Разрохунок швидкохідної ступені редуктора


Заданные параметры (Страница: 1)

Передача : быстроходная Косозубая внешнего зацепления

Тип расчета : Проектировочный

Стандарт расчета ГОСТ


Основные данные

Рабочий режим передачи

Средневероятный

Термообработка колес

Шестерня

Улучшение

Колесо

Улучшение

Расположение шестерни на валу

Несимметричное

Нереверсивная передача

Момент вращения на ведомом валу, Нм

43.21

Частота вращения ведомого вала, об./мин.

578.00

Передаточное число

2.50

Ресурс, час

14000.00

Число зацеплений

Шестерня

1

Колесо

1


Дополнительные данные

Коэффициент ширины колеса

0.315


Результаты АPМ Trans (Страница 2)


Таблица 1 . Основная геометрия

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Межосевое расстояние

aw

71.000

мм

Модуль

m

0.500

мм

Угол наклона зубьев

8.338

град.

Делительный диаметр

d

40.933

101.068

мм

Основной диаметр

db

38.416

94.854

мм

Начальный диаметр

dw

40.933

101.068

мм

Диаметр вершин зубьев

da

41.933

102.068

мм

Диаметр впадин

df

39.683

99.818

мм

Коэффициент смещения

x

0.000

0.000

-

Высота зубьев

h

1.125

1.125

мм

Ширина зубчатого венца

b

25.000

23.000

мм

Число зубьев

z

81

200

-


Таблица 2 . Свойства материалов

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Допускаемые напряжения изгиба

Fa

285.882

285.882

МПа

Допускаемые контактные напряжения

Ha

499.091

МПа

Твёрдость рабочих поверхностей

-

27.0

27.0

HRC

Действующие напряжения изгиба

Fr

182.985

182.642

МПа

Действующие контактные напряжения

Hr

494.957

МПа


Таблица 3 . Силы

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Тангенциальная сила

Ft

855.065

Н

Радиальная сила

Fr

317.903

Н

Осевая сила

Fa

125.321

Н

Расстояние от торца колеса до точки приложения силы

B

12.500

мм

Плечо силы

R

20.466

мм


Результаты АPМ Trans (Страница 3)


Таблица 4 . Параметры торцевого профиля

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Угол профиля зубьев в точке на окружности вершин

a

23.633

21.671

град.

Радиус кривизны профиля зуба в точке на окружности вершин

a

8.405

18.846

мм

Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке

p

5.666

16.107

мм


Таблица 5 . Параметры постоянной хорды

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Постоянная хорда зуба

sc

0.694

0.694

мм

Высота до постоянной хорды

hc

0.374

0.374

мм

Радиус кривизны разноимённых профилей зубьев в точках, определяющих положение постоянной хорды

s

7.431

17.812

мм

Основной угол наклона зубьев

b

7.832

град.


Таблица 6 . Параметры общей нормали

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Угол профиля

x

20.196

20.196

град.

Радиус кривизны профиля в точках пересечения с общей нормалью

w

7.236

17.897

мм

Длина общей нормали

W

14.607

36.131

мм

Число зубьев в общей нормали

znr

10

24

-


Результаты АPМ Trans (Страница 4)


Таблица 7 . Параметры по хорде

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Заданный диаметр

dy

40.933

101.068

мм

Угол профиля в точке на заданном диаметре

y

20.196

20.196

град.

Окружная толщина зубьев на заданном диаметре

sty

0.794

0.794

мм

Угол наклона зубьев на заданном диаметре

v

8.338

8.338

град.

Половина угловой толщины зубьев

yv

1.076

0.436

град.

Толщина по хорде зуба

sy

0.785

0.785

мм

Высота до хорды зуба

hay

0.504

0.501

мм


Таблица 8 . Контроль по роликам

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Диаметр ролика

D0

0.866

мм

Диаметр окружности проходящей через центр ролика

dD

41.295

101.438

мм

Торцевой размер по роликам

M

42.154

102.304

мм

Угол профиля на окружности проходящей через центры ролика

d

21.523

20.756

град.

Радиус кривизны профиля в точках касания с роликом

m

7.146

17.545

мм


Таблица 9 . Параметры взаимного положения профилей зубьев

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Шаг зацепления

p

1.476

мм

Осевой шаг

px

10.832

мм

Ход зубьев

pz

877.399

2166.417

мм


Таблица 10 . Проверка качества зацепления

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Мин. число зубьев нарезаемых без подреза при данном смещении

zmin

17.097

-

Угол наклона линии вершины зубьев

a

8.539

8.419

град.

Нормальная толщина зуба на поверхности вершин

sna

0.400

0.413

мм

Радиальный зазор в зацеплении

c

0.125

0.125

мм

Коэффициент торцевого перекрытия

1.838

-

Коэффициент осевого перекрытия

2.065

-

Коэффициент перекрытия

3.903

-

Угол зацепления

tw

20.196

град.


Результаты АPМ Trans (Страница 5)


Таблица 11 . Допуски колеса и шестерни

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

Единицы

Минимально возможный зазор

jn min

13.000

мкм

Максимально возможный зазор

jn max

110.128

мкм

Предельное отклонение межосевого расстояния

fa

22.000

мкм

Класс точности

Np

8

-

Вид сопряжения

-

G

-

Класс отклонений межосевого расстояния

-

III

-

Минимальный возможный угол поворота

min

2' 20.69"

0' 56.98"

-

Максимальный возможный угол поворота

max

19' 51.82"

8' 2.69"

-

Допуск на радиальное биение зубчатого венца

Fr

0.028

0.038

мм

Наименьшее дополнительное смещение исходного контура

EH

-0.028

-0.032

мм

Допуск на смещение исходного контура

TH

0.045

0.053

мм

Верхнее отклонение высоты зуба

ESH

-0.028

-0.032

мм

Нижнее отклонение высоты зуба

EIH

-0.073

-0.085

мм

Наименьшее отклонение средней длины общей нормали

EWm

-0.025

-0.031

мм

Допуск на среднюю длину общей нормали

TWm

0.015

0.016

мм

Верхнее отклонение средней длины общей нормали

ESWm

-0.025

-0.031

мм

Нижнее отклонение средней длины общей нормали

EIWm

-0.040

-0.047

мм

Наименьшее отклонение длины общей нормали

EW

-0.018

-0.022

мм

Допуск на длину общей нормали

TW

0.030

0.036

мм

Верхнее отклонение длины общей нормали

ESW

-0.018

-0.022

мм

Нижнее отклонение длины общей нормали

EIW

-0.048

-0.058

мм


3.2 Разрохунок тихоходної передачі


Выбираем материал и термическую обработку зубчатых колес, тихоходной передачи. Из таблицы 2.1 учебника Курсовое проэктирование «Детали машин», автор П.Ф.Дунаев.


Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи

Марка стали

Термообработка

HB1ср

в

[]H

[]F

HB2ср

H/мм2

Шестерня

45

улучшение

290

890



Колесо

45

улучшение

220

735




3.2.1 Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зуба шестерни



Принимаем


3.2.2 Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зуба колеса:



Принимаем

Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные напряжения:



3.2.3 Пределы выносливости для шестерни и колеса:


МПа

МПа


3.2.4 Коэффициент безопасности :



3.2.5 Число оборотов шестерни и колеса:


об/мин

об/мин


3.2.6 Суммарное число циклов переменны напряжений в зубьях



Для шестерни



Для колеса



3.2.7 Эквивалентное число циклов перемены напряжений:



Для шестерни:



Для колеса:



3.2.8 Определяем базовые числа циклов нагружения:



3.2.9 Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:



3.2.10 Определяем допускаемо контактное напряжение для шестерни и колеса:


МПа

МПа


Допускаемые напряжения изгиба:



3.2.11 Пределы выносливости для шестерни и колеса:


МПа

МПа


3.2.12 Эквивалентное число циклов перемены напряжений:



Для шестерни:


Для колеса:



3.2.13 Определяем коэффициент долговечности:



где: - - базовое число циклов для зубчатых колес;

для шестерни:


Принимаем


Для колеса:


Принимаем


3.2.14 Коэффициент учитывающий влияние двухстороннего положения нагрузки



3.2.15 Коэффициент запаса прочности:



3.2.16 Коэффициент учитывающий способ получения заготовки:



3.2.17 Коэффициент безопасности:



3.2.18 Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса:



3.2.19 Опрделяем межосевое растояние


,


где Ка – коэффициент, для косозубых колес Ка=430МПа

U- передаточное число,

КНβ - коэффициент концентрации нагрузки КНβ =1,04

ТТ - момент на колесе,

Ψа- коэффициент зависящий от положения колес относительно опор, при косольном расположении Ψа= 0,4,

[σ]н - допускаемое контактное напряжение колеса.


3.2.20 Определяем коєффициент ширины:


3.2.21 Определяем межосевое расстояние


мм

Принимаем =125мм

Предеварительные основные размеры колеса


3.2.22 Делительный диаметр


d2 = 2 ּ аωּu/ ( u - 1 ) ,

d2 = 2 ּ 0,125 ּ 2.5/ ( 2.5 + 1 ) = 0,179 м = 180 мм .


3.2.23 Ширина колеса


bw2 = Ψbа ּ аω ,

bw2 = 0.4 ּ 0,125 = 0,05 м = 50мм


3.2.24 Коэффициент ширины колеса относительно модуля:


- принимаем значение по таблице;


3.2.25 Модуль зацепления:



3.2.26 Минимальный угол наклона зубьев шевронных колес


βmin =25 °

3.2.27 Суммарное число зубьев


zс = 2 ּ аω ּ cos βmin / тn = 2 ּ 140 ּ cos25˚ / 2 =113.3 Принимаем zс =113


3.2.28 Действительное значение угла наклона:


β = arccos (zΣ ּ т / 2 ּ аω ) = arccos (113.3 ּ 2 / 2 ּ 125 ) = 24.98˚=25˚


3.2.29 Число зубьев шестерни и колеса


z1 = zс / ( U ± 1 ) ≥ z1min ,


где z1min - минимальное число зубьев


z1 = 113 / ( 2,5 + 1 ) = 32,3=32 .


3.2.30 Число зубьев колеса


z2 = zс - z1 = 113 – 32=81 .


3.2.31 Фактическое передаточное число


Uф = z2 / z1 = 81/32 =2,53


Отклонение передаточного числа от заданного меньше 4%.

Диаметры колес


3.2.32 Делительный диаметр шестерни


d1 = z1ּ тn / cos β = 32 ּ 2 / cos25˚ = 70 мм .


3.2.33 Делительный диаметр колеса


d2 = z2ּ тn / cos β = 81 ּ 2 / cos25˚ = 178.75 мм .


3.2.34 Модуль торцевой:


мм


3.2.35 Определяем окружную силу в зацеплении:


Ft1 = Ft2 =2 ּ Т1 / d2 = 2 ּ86,42 / 0,17875 = 966,94 Н .


3.2.36 Определяем окружную скорость на делительной окружности:


м/с


Назначаем степень точности редуктора Ст = 8

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зациплении

Коэффициент, учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку



3.2.37 Удельная окружная динамическая сила:


н/мм


3.2.38 Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями:


3.2.39 Уточненное значение коэффициента ширины колеса относительно диаметра:



3.2.40 Уточненное значение коэффициента:1,021


3.2.41 Уточняем значение угловой скорости колеса:


рад/с


3.2.42 Уточненное значение числа оборота колеса:


об/мин



3.2.43 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:



3.2.44 Удельная расчетная окружная сила:


Н/мм


3.2.45 Коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в полюсе зацепления:



3.2.46 Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес:


МПа


3.2.47 Коэффициент торцевого перекрытия:




3.2.48 Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:



3.2.49 Действующие в передаче контактные напряжения:


МПа

- условия прочности выполняются.


Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба


3.2.50 Эквивалентное число зубьев:

шестерни



Колеса



3.2.51 Коэффициент формы зуба:


;


3.2.52 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев


3.2.53 Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:



3.2.54Определяем отношение


МПа

МПа


Из пар сопряженных колес расчет ведем по колесу с меньшим отношением, т.е. по колесу.


3.2.55 Коэффициент неравномерности нагрузки:


3.2.56 Коэффициент, учитывающий влияние погрешностей на динамическую нагрузку:


3.2.57 Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении



3.2.58 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:



3.2.59 Удельная окружная динамическая сила:



3.2.60 Коэффициент, динамической нагрузки:



3.2.61 Удельная расчетная окружная сила:


Н/мм


3.2.62 Напряжение изгиба в опасном сечении зуба колеса:


МПа


шестерни


МПа

;

Условие прочности соблюдается.

Прочность зубьев при перегрузках.


3.2.63 Максимальные контактные напряжения:


МПа


Условие прочности соблюдается.


3.2.64 Максимальные напряжения изгиба для шестерни:


МПа


для колеса:


МПа

;


Усилия в зацеплении.


3.2.65 Окружное усилие:


Н


3.2.66 Радиальное усилие:


FR1 =FR2=Ft1 ּ tg αw / cos β = 2469.14* 0,364 / 0.906 = 992.0165 H .


3.2.67 Осевое усилие:


FА1 = FА2 = Ft1 ּ tg β = 2469,14* 0,466 = 1151,378 Н .


Геометрические параметры передачи.

Межосевое расстояние мм

Нормальный модуль зацепления

Угол наклона зуба

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Ширина венца колеса мм

Дилительный диаметр шестерни мм

Дилительный диаметр колеса мм

Ширина венца шестерни мм

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Шестерня dа1 = d1 + 2 т =70+2*2=74мм

Колесо dа2 = d2 + 2 т =178,75+2*2=182,75мм

Диаметры окружностей впадин зубьев

шестерня df1 = d1 - 2 т = 70 – 2 * 2 = 66 мм ,

колесо df2 = d2 - 2 т = 178,75 - 2 *2 = 174,75 мм .


4. Розробка ескізного проекту (компонування) редуктора


Компоновка цилиндрического редуктора


Расстояние между деталями передач


4.1 Зазор между внутренними поверхностями корпуса и деталями:


мм = 11мм


4.2 Расстояние между дном корпуса и поверхностью зубчатых колес:


мм


4.3 Расстояние между торцевыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора:


мм


Параметр

Расчетная формула и значение, мм

Толщина стенки корпуса

Толщина стенки крышки

Толщина фланца корпуса

Толщина фланца крышки

Толщина основания корпуса без бобышки

Толщина ребер основания корпуса

Толщина ребер крышки

Диаметр фундаментных болтов

Диаметр болтов у подшипников

Диаметр болтов, соединяющих основание и крышку


Проектирование валов:


Быстроходный вал.






4.4 Ориентировочный диаметр входного участка вала d :

мм


Принимаем d = 18 мм


4.5 Длина выходного участка вала приблизительно равна:


мм


4.6 Диаметр вала под уплотнительными устройствами равен диметру вала под подшипник 25 мм.


4.7 Ориентировочный диаметр участка вала под подшипник:


мм Принимаеммм


где:

Принимаем подшипник средней серии шариковый радиальные однорядные 305

Размеры, мм

Грузоподъемность, кг

d

D

B

r

25

62

17

2

1760

1160


4.8 Длина шейки участка вала под подшипник и уплотнение равна


4.9Диаметр участка мм


Принимаем

где: - координата фаски подшипника;


Промежуточный вал.







4.10 Диаметр вала под колесо:






4.11Диаметр вала под подшипник:



Принимаем подшипник средней серии шариковый радиальные однорядные 306

Размеры, мм

Грузоподъемность, кг

d

D

B

r

30

72

19

20

2200

1510


4.12 Диаметр отдельных участков вала:



Принимаем


4.13 Диаметр вала под шестерню:



Тихоходный вал.







4.14 Диаметр выходного вала:



4.15 Длина выходного вала:



4.16Диаметр под подшипник и уплотнение:



4.17Длина вала под подшипник и уплотнение:



Принимаем подшипник средней серии шариковые радиальные однорядные 309

Размеры, мм

Грузоподъемность, кг

d

D

B

r

45

100

25

2,5

3780

2670



4.18Диаметр отдельный частей вала:



4.19 Диаметр вала под колесом:



Выбор подшипника

Для быстроходного вала подбираем подшипник средней серии шариковый радиальный однорядный 305

Подшипники устанавливают утоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равна менее 3 м/с. Подшипники устанавливаем враспор т.к. вал имеет не значительную длину и кооэфициент расширения мал.

Для промежуточного вала подбираем подшипники тяжелой серии шариковые радиальный однорядный 406. Подшипники устанавливают утоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равна менее 3 м/с. Расстояние от поверхности стенки корпуса редуктора до подшипника равна не менее 8 мм. Подшипник смазывают консистентной смазкой набиваемой в камеру подшипника. Подшипники устанавливаю врастяжку, что бы избежать защемления подшипников при работе.

Для тихоходного вала подбираем подшипники средней серии шариковые радиальный однорядный 309.

Подшипники устанавливают утоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равна менее 3 м/с. Расстояние от поверхности стенки корпуса редуктора до подшипника равна не менее 8 мм.Подшипник смазывают консистентной смазкой набиваемой в камеру подшипника. Подшипники устанавливаю враспор.



5. Розрахунок валів


5.1 Проектувальний рохрахунок швидкісного валу


;;;;;;;


5.1.1 Схема нагружения вала в вертикальной плоскости.

для определения реакции используем условияравновесия плоской системы сил:



Составляем уравнение равновесия системы сил:


Решаем их относилельно и :



Проверка правильности вычисления :



Изгибающий момент в сечении III:



Изгибающий момент в сечении IV:



5.1.2 Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости:

для определения реакции используем условия равновесия плоской системы сил:



Составляем уравнение равновесия:



Решаем их относилтельно и



Проверка правильности вычисления реакции:



Изгибающий момент :

В сечении II:



в сечении III:



в сечении IV:


5.1.3 Суммарные реакции опор:



5.1.4 Суммарные изгибающие моменты:



5.1.5 Приведенные моменты:



5.1.6 Диаметры вала: