126054 (690850), страница 5
Текст из файла (страница 5)
;
при х3=а+в
х3=а+в+c 
Рассмотрим плоскость ХОZ (рисунок 2).
Определим опорные реакции:
Построим эпюры изгибающих моментов
;
при х1=0 
х1=а 
; 
при х2=а 
х2=а+в 
; 
при х1=0
х1=а 
Тихоходный вал
Силы в зацеплении Ft2= 4326,4 H
Fr2= 1657,5 H
Fa2= 1405,73 H
Расчётные расстояния а=0,065; b=0,132
Рассмотрим горизонтальную плоскость ХОY (рисунок 3).
Определим опорные реакции:
Построим эпюры изгибающих моментов
;
при х1=0 
х1=а 
; 
при х2=0
х2=а 
Рассмотрим вертикальную плоскость ХОZ (рисунок 3).
Определим опорные реакции:
Построим эпюры изгибающих моментов
;
при х1=0
х1=а 
; 
при х2=a 
х2=в
Построим суммарную эпюру изгибающих моментов
7. Проверочный расчет подшипников
Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала.
Быстроходный вал
В опоре А (рисунок 3.1) суммарная реакция 
, Н, равна
В опоре В (рисунок 3.1) суммарная реакция
, H, равна
Промежуточный вал
В опоре А (рисунок 3.2) суммарная реакция , Н, равна
В опоре В (рисунок 3.2) суммарная реакция , H, равна
Тихоходный вал
В опоре А (рисунок 3.3) суммарная реакция Н, равна
В опоре В (рисунок 3.3) суммарная реакция , H, равна
Выбранные в пункте 4 подшипники проверим на долговечность по наиболее нагруженной опоре.
Для промежуточного вала:
Н
Долговечность выбранных радиальных шарикоподшипников Lh, ч, определим по формуле:
,
где n – 140 мин-1 – частота вращения промежуточного вала;
С = 38900 Н – динамическая грузоподъемность подшипника промежуточного вала;
Р – приведенная нагрузка, Н, которая определяется по зависимости
,
где Fr – радиальная нагрузка, Н. Fr= 2907 Н
V – коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1;
Кт – температурный коэффициент. Так как при работе редуктор не нагревается выше 100°, то принимаем Кт = 1
СР – коэффициент режима нагрузки, СР = 1,2
Приведенная нагрузка равна
Долговечность подшипника равна
Lh=165041>[L]=10000
Рассмотрим быстроходный вал.
n =700 мин-1;
С = 30800 Н;
V = 1;
Кт = 1.
Приведенная нагрузка равна
Долговечность подшипника равна
Lh=11728,3>[L]=10000
Рассмотрим тихоходный вал.
Н;
n =36,6 мин-1;
С = 80200 Н;
V = 1;
Кт = 1.
Приведенная нагрузка равна
Долговечность подшипника равна
Lh=291583,8>[L]=10000
Расчетная долговечность подшипника показала недолговечность подшипников, по сравнению со сроком службы редуктора. Так как подшипники более тяжёлых серий более дорогостоящие, то конструкторским решением будет обязательная замена подшипников.
8. Проверочный расчет выходного вала редуктора на усталостную прочность
Цель проверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего неравенства в опасном сечении вала
где [s] – расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности; [s]=3.
Опасным будем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты.
В рассматриваемом примере таким сечением является сечение под колесом.
Расчетный коэффициент запаса прочности равен:
где 
коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, рассчитываемые по формулам:
;
,
где 
– пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа.
Материал вала – сталь 40Х, термообработка – улучшение: 
, 
.Тогда пределы выносливости материала вала определяются по эмпирическим зависимостям
,
;
-эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении. Для рассматриваемого вала определим соотношение размеров: t/r=3/1=3; r/d=1/76=0,013.
Учитывая, что для материала вала , определим коэффициенты интерполированием
- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала. =0,95.
- масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, выбираем интерполированием. Для рассматриваемого вала
– амплитуды циклов напряжений, МПа;
– средние значения циклов напряжений, МПа;
– коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности.
Hапряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда 
и среднее значение цикла 
равны
где 
– максимальный изгибающий момент, в опасном сечении вала;
W – момент сопротивления сечения, мм3, который для круглого сечения равен:
где d – диаметр вала в опасном сечении.
Определим амплитуду цикла
Напряжения кручения при нереверсивном вращении вала изменяются по нулевому циклу, поэтому амплитуда 
, МПа, и среднее значение цикла 
, МПа, равны
где Тi – крутящий момент в опасном сечении вала, Н·мм; Т3=696870
Wp – полярный момент сопротивления сечения, мм3, который равен:
где d – диаметр вала, мм, в опасном сечении вала.
Определим напряжения кручения
Коэффициенты выберем из ряда [4]
Для рассматриваемого вала коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям равны:
Расчетный коэффициент запаса прочности равен
Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого значит, вал работоспособен.
9. Проверочный расчет шпоночных соединений
В соответствии с заданием на курсовую работу в конструкции редуктора применено два шпоночных соединения: выходные участки быстроходного и тихоходного валов для крепления муфт.
Выбор сечения шпонки осуществим по диаметру вала d.
Выбранная шпонка проверяется на смятие по условию прочности
,
где 
– расчетное напряжение смятия, МПа, определяемое по формуле
где Ti – вращающий момент, Н • мм, передаваемый валом;
d, h, b, t1 – размеры соединения, мм;
1 р – расчетная длина шпонки, мм, которая для призматической шпонки с закругленными торцами равна
– допускаемое напряжение смятия, которое для стальной ступицы равно 80 … 120 МПа.
Проверим все шпонки на смятие
МПа
МПа
МПа
Видим, что действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранные шпонки работоспособны.
10. Обоснование посадок в основных сопряжениях редуктора
Для основных видов сопряжения выбираем следующие виды посадок:
а) упругие муфты 
б) зубчатые колеса 
в) наружные кольца подшипников качения на валы 
г) внутренние кольца подшипников качения на валы 
11. Выбор сорта масла и его объема
Смазку зубчатого зацепления осуществляем картерным способом-окунанием зубчатых колес в масляную ванну.
Кинематическая вязкость масла 40=50
Этой вязкости соответствует масло И-Г-А-68
ГОСТ 1013–76
12. Перечень используемых стандартов
Стандартизация – установление обязательных норм, называемых стандартами, которым должны соответствовать определенные виды или отдельные параметры продукции.
Назначение стандартизации – максимальное упрощение и удешевление производства путем использования наиболее целесообразных видов изделий их исполнения, конструирования форм, размеров технических и качественных характеристик и показателей.
Стандартизация деталей машин упрощает и ускоряет проектирование новых машин, снижает трудоемкость изготовления деталей и себестоимость продукции, уменьшает расход материалов и запасных частей, облегчает и ускоряет ремонт машин. В процессе проектирования были использованы следующие стандарты
| ГОСТ 7796–70 | болты с шестигранной головкой |
| ГОСТ 8789–68 | шпонки призматические |
| ГОСТ 8338–75 | подшипники |
| ГОСТ 1013–76 | масло |
| ГОСТ 15551–70 | гайки шестигранные |
| ГОСТ 8752–79 | манжеты резиновые армированные |
| ГОСТ 6402–70 | шайбы пружинные |
| ГОСТ 3129–70 | штифты конические |
| ГОСТ 19523–81 | Электродвигатели |
13. Техника безопасности
При выполнении курсового проекта предусмотрены мероприятия, обеспечивающие безопасные условия труда при изготовлении, монтаже и эксплуатации привода цепного транспортера на заданный срок службы. Проектные и проверочные расчеты закрытой и открытой передач, их элементов, валов и соединений гарантируют условия статической и усталостной прочности деталей, создание необходимых запасов прочности. При подборе асинхронного электродвигателя обеспечено условие, при котором затрачиваемая мощность не превышает номинальную мощность двигателя; расчетный вращающий момент принятого типоразмера муфты меньше предельно допускаемого момента; расчетные технические ресурсы подшипников редуктора выше нормативных значений.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
