Федеральное государственное  автономное

образовательное учреждение

высшего профессионального  образования

«Сибирский  федеральный университет»

Институт:               Институт горного дела,геологии и геотехнологий

Кафедра :                Технической Механики

Группа                    ГГ-08-11

Дисциплина:           Прикладная Механика 
 

               КУРСОВАЯ ПРОЕКТ (РАБОТА)

 

Конструирование привода рабочего органа.

(ТЕМА)

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА 
 
 
 
 
 
 

     Руководитель                 ____________                Косолапова С.А.                                     (подпись, дата) 

     Разработал  студент         ____________               Савченко В.Ю.

                                              (подпись, дата)  
 
 
 

Красноярск 2010г

Федеральное государственное автономное

образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Сибирский  федеральный университет»

Институт:               Институт горного дела,геологии и геотехнологий

Кафедра :                Технической Механики

Группа                       ГГ-08-11

Дисциплина:            Прикладная Механика 

Задание

по курсовой работе 
 

1. Тема проекта (работы)________________________________________

__________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ 

2. Перечень  графического материала ______________________________

__________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ 

    

    Дата  выдачи               « 02»     сентября   2010 г. 

    Срок  сдачи работы             «     »    2010 г.

    Руководитель  работы                Косолапова С.А.              ______                 

                                    (ФИО)                 Подпись

 
 

    ЗАДАНИЕ №   КП-12 

       ВАРИАНТ №   5  

    СПРОЕКТИРОВАТЬ   привод ленточного транспортера 

ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПРИВОДА

СХЕМА МЕХАНИЗМА

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1.Кинематический  расчет привода[1]

        1.1Выбор электродвигателя

Определяем мощность на ведущем валу привода по формуле:

Р_э.д.=Р₃/η_пр, где

Р_э.д.-мощность на валу электродвигателя, кВт,

Р₃-мощность на тихоходном валу привода, кВт,

η_пр-КПД привода.

Для привода  с одноступенчатым редуктором:

, где

η_м-КПД муфты, η_отп-КПД открытой передачи, η_ред-КПД (редуктора) закрытой передачи.

Частные КПД  выбираем по таблице.

η_м= 0,99-КПД муфты,

η_отп= 0,96- КПД открытой передачи (плоскоременная),

η_ред= 0,97-КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колёсами.

Полученные частные  КПД подставляем в формулу  и получаем общее КПД привода:

Полученные значения подставим в формулу и найдем Р_э.д.

Р_э.д.=Р₃/η_пр=5,3/0,92=5,76 кВт

Выбираем по таблице электродвигатель серии 4АМ132М6Y3 мощностью Р=7,5 кВт, и частотой вращения n_{э.д. асинхр}=970 об/мин, с учетом условия, длина конца вала (диаметр выхода конца вала) dэ.д.=38 мм, l=80мм.

1.2  находим общее передаточное отношение  привода и разбиваем его по ступеням по формуле:

 где

U_об-общее передаточное отношение привода,

n_э.д.=970 об/мин- асинхронная частота двигателя,

  n_з=120 об/мин- частота ведомого вала,

U_об=970/120=8,08,

Предварительно принимаем:

U_отн=2,

U_ред=U_об/U_отн=8,08/2=4,04,

Из ряда Ra20 U_ред=4.

Уточняем U_{откр.пер}=U_об/U_ред=8,08/4=2,02.

Окончательно  принимаем:

U_I-II= U_ред =2,02

U_II-III=U_отп=4 
 
 
 

1.3 Расчет основных параметров привода

1.3.1 Определение частоты вращения валов. 

Определяю частоту  вращения валов:

n₁= n_ас.эд. =970 об/мин;

 об/мин;

об/мин. 

1.3.2 Определяем  мощности на валах: 

кВт

кВт;

кВт.

 

 1.3.3 Определение крутящих моментов на валах.

Нм;

Нм;

Нм. 

,

Данные  кинематического расчета сводим в таблицу №1:

                                                                                           Таблица №1

Параметры кинематического привода

 
 
 
 
 
 

2. Выбор материала для цилиндрической передачи. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений [1] 

2.1 Выбираем  материал  для шестерни и  колеса:

Для зубчатых колес  с прямыми зубьями:

(HB_cp1-HB_cp2) ≥ (20...25),                                                     

где НВ_ср1 - средняя твердость стали для шестерни, МПа;

         НВ_ср2 – средняя твердость стали для колеса, МПа. 

Для шестерни принимаем  сталь 45 твердостью 125 МПа. Термообработка- улучшение.

Для колеса принимаем  сталь 45 твердостью 190 МПа. Термообработка- нормализация. 

2.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни: 

,                                                            

где - допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни, МПа;

       - длительный предел контактной выносливости шестерни, МПа;

       - коэффициент безопасности;

      - коэффициент долговечности.

Принимаем ;

                    .

,

 МПа,

 МПа.

2.3 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса: 

,

где - допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса, МПа;

       - длительный предел контактной выносливости колеса, МПа.

      

,

 МПа.

MПа

2.4 Определяем допускаемые изгибные напряжения для зубьев шестерни: 

,                                                             

где - допускаемые изгибные напряжения для зубьев шестерни, МПа ;

       - длительный предел изгибной выносливости шестерни, МПа;

       - коэффициент безопасности;

      - коэффициент долговечности.

   - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,

Принимаем ,

                    ,

                    =1

,                                                            

 МПа .

 МПа. 

2.5 Определяем допускаемые изгибные напряжения для зубьев колеса: 

,                                                            

где - допускаемые изгибные напряжения для зубьев колеса, МПа;

       - длительный предел изгибной выносливости колеса, МПа.

     

,                                                           

 МПа .

 МПа. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

3. Проектный расчет  закрытой цилиндрической прямозубой зубчатой передачи [2]

3.1. Определение межосевого  расстояния.

                               ,                           

 где  - межосевое расстояние, мм;

      Н•м;

    - коэффициент межосевого расстояния, принимаем ;

     - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине        контактной линии;

     - коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию;                                   - допускаемое контактное напряжение передачи, принимаем МПа;

Из условия  симметричного расположения колес  относительно опор в редукторе принимаем:

     ;

                                              ,                                                          

где - коэффициент ширины колеса по диаметру шестерни;

     .

Принимаем:

    =1,05;

  мм;

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения.

Принимаем:

     мм;

3.2. Определение модуля зацепления.

    

,                                                     

где – модуль зацепления, мм;

     мм;

Из диапазона  найденных значений модулей принимаем  стандартное:

 m=3мм. 
 
 

 

 

 3.3. Определение числа зубьев.

     

,                                                                        

где - суммарное число зубьев;

  .

                                                       ,                                                                   

где z₁- число зубьев шестерни;

  .

 Принимаем

                                                       ,                                                                      

где z₂ - число зубьев колеса;

     .

Принимаем число  зубьев колеса

Уточняем передаточное число:

                                                       ;                                                                      

                                                     

3.4 Определение геометрических параметров

Определяем делительные диаметры:

,

где  d₁ - делительный диаметр шестерни, мм;

мм,

,

где d₂ - делительный диаметр колеса, мм;

мм.

Определяем  диаметр вершин зубьев:

,

 где  - диаметр вершин зубьев шестерни, мм;

мм.

   

,

 где  - диаметр вершин зубьев колеса, мм;

мм.

Определяем  диаметры впадин зубьев:

   

,

   

где - диаметр впадины зубьев шестерни, мм;

мм.

 

,

где - диаметр впадины зубьев колеса, мм

мм.

Определяем  ширину колеса b₂ ,мм;

 

,

мм.

Определяем  ширину шестерни b₁ ,мм;

 

,

мм.

Принимаем угол зацепления = 20⁰;

Полученные  геометрические параметры сводим в  таблицу№ 2.

 Таблица № 2

Геометрические  параметры закрытой зубчатой  передачи

   

 

 3.5. Определяем окружную скорость колес

  

,                                                              

 где V – окружная скорость колес, м/с

  м/с 

 Выбираем  девятую степень точности изготовления  передачи. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

                                           

4. Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой  передачи[2] 

4.1. Расчет сил в зацеплении.

Определяем окружное усилие;

,

где - окружное усилие шестерни, Н

Н

,

где - окружное усилие колеса, Н

Н

Определяем радиальное усилие;

 

,                                                     

где - радиальное усилие шестерни, Н;

      - радиальное усилие колеса, Н;

Н

Определяем осевое усилие;

       ,                                                             

 где  - осевое усилие шестерни, Н;

       - осевое усилие колеса, Н.

 4.2. Проверка зубьев на контактную прочность.

    Условие  контактной прочности - .

,

 где  - коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев.

              Принимаем  ;

       - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов      сопряженных колес;

             Принимаем ;

      - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии.

                              ,                                                                где - коэффициент торцевого перекрытия зубьев.

                             ,                                    

;

.

- удельная расчетная окружная  сила, Н/мм;

                   _,

где _- коэффициент неравномерности распределения нагрузки между  отдельными зубьями; 

      - коэффициент динамической нагрузки.

Принимаем;

=1;

=1,20

 Н/мм

МПа.

Рассчитываем  процент отклонения расчетных напряжений от допускаемых.

Δ

%

       Δ

Недогрузка допустима, контактная прочность зубьев обеспечена.

 

4.3. Проверка зубьев на изгибную прочность.

,

где - изгибная прочность зубьев, МПа;

      - коэффициент формы зуба;

      - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

      - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

      - удельная расчетная окружная сила изгиба, Н/мм.

    _,                                                                       

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между отдельными зубьями; 

          _- - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба при изгибе.

        - коэффициент динамической нагрузки.

Принимаем:

=1,35;             =3,6;

=1,1;             =1;

=1,50;             =1.

Н/мм.

      МПа

 В результате  расчета изгибные напряжения  значительно меньше допускаемых.

=87,72МПа =196МПа.

Условие прочности  на изгиб:

   

_{;      .} 


 Расчет выполнен  для наиболее слабого звена  – шестерни, так как отношение  _{> .} 


  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


5. Расчет открытой  механической плоскоременной  передачи [2]

5.1. Определяем тип ремня

Тип ремня: синтетический  тканный ремень. Допускают работу со скоростями м/с 


5.2. Определяем диаметр ведущего шкива

,

δ- толщина ремня, δ=7,5мм

Число несущих  прокладок i, шт 3…5,

Диаметр меньшего шкива 100…200мм,

 мм 


5.3. Определяем скорость ремня

, м/с

n₁=970 об/мин,

 м/с 


5.4. Определяем диаметр  ведомого шкива

,

U=2,02

мм,

Принимаем D₂=2000 мм 


5.5. Находим фактическое передаточное число и его отклонение ∆U от заданного:

5.6.Определяем  ориентировочное  межосевое расстояние

,

Принимаем мм 


5.7.Определяем  расчетную длину  ремня

 


мм 


5.8.Определяем  частоту пробегов  ремня

,

Соотношение условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 ч.

 


5.9.Уточняем  значение межосевого  расстояния 

 мм 


5.10.Определяем  угол обхвата ремнем  ведущего шкива

Условие  


5.11.Определяем  допускаемую удельную  окружную силу

,

-допускаемая приведенная удельная  окружная сила, =1,0 Н/мм,

С_α- коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве, С_α=0,95,

С_υ- коэффициент влияния натяжения от центробежной силы, С_υ=0,76,

С_p- коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, С_p=1,

С_θ- коэффициент угла наклона линии центров шкивов по горизонту,С_θ=1

Н/мм 


5.12.Определяем окружную силу, передаваемую ремнем

 


5.13.Определяем  размеры поперечного сечения ремня

 мм

 мм. 
 


5.14.Определяем  силу давления  на валы

,

F₀- сила предварительного натяжения ремня

Н,

Н

 
5.15.Определяем ширину  шкива

мм 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


6.Ориентировочный  расчет редуктора.  Эскизная компоновка  редуктора[3,4]

6.1.Выбор  материала валов.

В проектируемом  редукторе рекомендуется применять  термически обработанную легированную сталь 45,одинаковую для быстроходного и тихоходного вала.

D_загот=120 мм,

НВ≥240              τ_-1=210

σ_β =800               ψ_σ=0,1

σ_т =550              ψ_τ=0

τ_т =300

σ_-1=350                           

                           

6.2.Ориентироврчный  расчет валов

 Н•м                           Н•м

                               МПа

мм                  мм

Выбираем параметры  валов:

II вал: d_k=30 мм,                            III вал: d_k=48мм,

           d_y=32мм,                                                 d_y=50мм,

           d_п=35мм,              d_п=55мм,

           d_зк=38мм,              d_зк=60мм,

           d_б=40мм,                                          d_б=63мм,

d_k- диаметр входного конца вала;

d_y- диаметр вала под уплотнение крышки;

d_п- диаметр вала под подшипником;

d_зк- диаметр вала под зубчатым колесом;

d_б- диаметр под буртик.

 

6.3.Предварительный  выбор подшипников

Для цилиндрической прямозубой передачи выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники средней  серии:

II вал(обозначение 307):                    III вал(обозначение 311):

d_п=35 мм                                              d_п=55 мм

D=80 мм                                              D=120 мм

B=21 мм                                              B=29 мм

r=2,5 мм                                                r=3,0 мм

С=33,2 кН                                             C=71,5 кН 


Одноступенчатый цилиндрический редуктор с открытой плоскоременной передачей на входном валу 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


7.Проверочный  расчет валов на  статическую прочность  [3] 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


7.1.Определяем  реакции опор в  точках А и В

1)

 Н

2)

 Н

Проверка:

                 


7.2.Определяем  изгибные моменты  по нагруженным  участкам вала  в вертикальной плоскости

I

 Н•м

 Н•м

II

 Н•м

 Н•м 


7.3.Определяем  реакции опор в плоскости YAZ

1)

 Н

2)

 Н

Проверка:

                      


7.4.Рассчитываем  изгибные моменты  по нагруженным  участкам вала в горизонтальной плоскости

I

 Н•м

 Н•м

II

7.5.Определяем величины суммарных изгибных моментов в сечениях вала по формуле

 Н•м

 Н•м 

 Н•м 


7.6.Находим  опасное сечение  по величине М_и и Т на эпюрах.

Из рисунка  видно, что опасное сечение расположено под колесом. Эквивалентный момент в этом сечении равен:

 Н•м 


7.7.Уточняем  диаметр вала в  опасном сечении  под зубчатым колесом.  Принимаем допускаемое напряжение при изгибе

мм

Расчет показал, что диаметр вала под зубчатым колесом меньше ранее принятого значения. Принимаем решение оставить диаметр ранее принятым d_зк=60 мм. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


8.Уточненный  расчет вала на  усталостную прочность[3]

8.1.Опасное  сечение рассчитываемого  вала- под колесом

Найдем нормальные напряжения:

,

,

мм; мм; мм; мм

МПа

Найдем касательные  напряжения:

,

МПа

8.2.Концентраторами  напряжений в этом  сечении являются  шпонка и посадка  колеса на вал, поэтому:

 МПа                   МПа

                           

Рассчитаем:                                            

Табличные значения:                            

Сравниваем расчетные  и табличные значения и . Так как табличные значения больше, чем расчетные, то для дальнейших расчетов принимаем табличные значения. 


8.3.Рассчитываем

8.4.Рассчитаем  коэффициент запаса  прочности

Вывод: так как диаметр вала под колесом оставили ранее принятым d_зк=60мм, а не уменьшили, то значение коэффициента запаса прочности получилось завышенным.  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


9.Расчет  шпоночных соединений[3]

9.1.Условие прочности на смятие шпонки

,

где σ_см- напряжение смятия,

Т- крутящий момент на валу,

d- диаметр вала под зубчатым колесом,

h- высота шпонки,

t₁- глубина шпоночного паза вала,

l_p- рабочая длина шпонки,

[σ_см]- допускаемое напряжение смятия. 


9.2.Определяем  рабочую длину шпонки

мм

мм

МПа

Вывод: прочность шпонки обеспечена. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


10.Выбор подшипников

10.1.Выбираем  радиальные шарикоподшипники. 


11. Расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности[4]

11.1.Определяем расчетную динамическую грузоподъемность принятого подшипника и сравниваем ее с каталожной, т.е. проверяем выполнение условия.

,

где P_э- эквивалентная динамическая нагрузка;

р- показатель степени,р=3;

n- частота вращения вала, об/мин;

L_h- требуемая долговечность

,

Где Т_лет- срок службы в годах,

К_г- коэффициент годовой нагрузки,

К_сут- коэффициент суточной загрузки

ч 


11.2.Определение эквивалентной динамической нагрузки для обоих подшипников

,

осевая нагрузка на подшипник;

коэффициент безопасности, температурный  коэффициент соответственно;

V- коэффициент, учитывающий вращение колес подшипника,V=1;

R- радиальная нагрузка на подшипник;

X,Y- коэффициент радиальной и осевой нагрузок соответственно,X=1,Y=1.

Определяем радиальные нагрузки R на обоих подшипниках вала

Н

Н

Н

Н≤С

2226,44≤71500

Вывод: условие  работоспособности обеспечено. Грузоподъемность ниже допускаемой. 
 
 
 
 


12.Выбор  смазки[7]

12.1.Выбор  сорта масла

Рекомендуемый сорт смазочного масла для передачи И-Г-А-68,

И-индустриальное,

Г-для гидравлических систем,

 А-масло без присадок,

68-класс кинематической  вязкости при t ͦ =40 ͦ C   61…75мм²/с.

Выбор сорта  масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях σ_Н и фактической окружной скорости колес υ. 


12.2.Определение  количества масла.

Для одноступенчатых  редукторов при смазывании окунанием  объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8л на 1кВт передаваемой мощности.

 


12.3.Определение  уровня масла.

Для цилиндрических редукторов при окунании в масляную ванну колеса должно выполняться условие:

,

m- модуль зацепления, при нижнем расположении шестерни

, при этом

мм,

мм

m=3 мм; 0,25d₂=9,5

, при этом мм 


12.4.Контроль  уровня масла

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями.

Выбираем жезловый маслоуказатель, т.к. он удобен для осмотра, конструкция проста и достаточно надежна. 


12.5.Слив  масла

Сливное отверстие  закрывается пробкой с конической резьбой. 


12.6.Отдушины

Предусмотрена крышка редуктора с отдушиной. 


12.7.Смазывание  подшипников

Смазывание пластическими материалами при υ≤2м/с.Наиболее распространенные для подшипников качения- пластические смазки типа солидол жировой.

13.Констуктивные  размеры элементов  корпуса и крышки  редуктора[ ]

13.1.Определяем толщину стенки корпуса

принимаем толщину стенки корпуса мм 


13.2.Определяем  толщину стенки  крышки редуктора

Т.к. не выполняется,,то принимаем мм 


13.3.Определяем  толщину верхнего  пояса корпуса  редуктора

S≈9мм 


13.4.Определяем  толщина пояса  крышки редуктора

мм 


13.5.Определяем  толщину нижнего  пояса корпуса  редуктора

мм, округляем значение до 14мм. 


13.6.Определяем  толщину ребер  жесткости корпуса  редуктора

мм, округляем значение  


13.7.Определяем  диаметр болтов, соединяющих  корпус с крышкой редуктора около подшипников

Т.к. условие  9,4≥10 не выполняется, то принимаем мм

С=15 мм-расстояние от оси болта до стенки корпуса ,

d_отв=11 мм- диаметр отверстия под болт

Выбираем болты М10. 


13.8.Определяем  диаметр фундаментальных болтов

мм, принимаем  мм

С=18 мм,

d_отв=15 мм

Выбираем болты  М14

13.9.Определяем  диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора

 


мм, принимаем  мм,

С=18 мм

d_отв=13 мм

Выбираем болты  М12 


13.10.Определяем  ширину нижнего  пояса корпуса  редуктора

мм, пинимаем мм 


13.11.Определяем ширину пояса(ширина фланца) соединение корпуса и крышки редуктора около подшипников

мм 


мм

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


СОДЕРЖАНИЕ

Введение…………………………………………………………………………

1. Кинематический  расчет привода…………………………………………….

2. Выбор материала для цилиндрической передачи. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений …………………………..

3. Проектный расчет закрытой цилиндрической прямозубой зубчатой передачи………………………………………………………………………….

4. Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой  передачи…….

5. Расчет открытой механической плоскоременной передачи……………….

6. Ориентировочный расчет редуктора. Эскизная компоновка редуктора…

7. Проверочный расчет валов на статическую прочность ………..................

8. Уточненный расчет вала на усталостную прочность……………………...

9. Расчет шпоночных соединений …………………………………………….

10. Выбор подшипников……………………………………………………….

11. Расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности……

12. Выбор смазки………………………………………………………………..

13. Констуктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора……..

Заключение……………………………………………………………………....

Список используемой литературы…………………………………………….

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


Список  используемой литературы

1. Кинематический расчет привода. Выбор материала передач.  (Текст): метод. указания / сост. А.П. Игошин, Т.А.

Свизева, Е.М . Шипко; ГАЦМиЗ. - Красноярск, 2002. -16с. 

2. Проектирование механических передач: учеб. пособие./Н.А. Дроздова, С.Х. Туман, С.А. Косолапова, Т.Г. Калиновская;

 ГАЦМиЗ - Красноярск, 2000 - 100с.

3. Расчет валов и эскизная компоновка редуктора: метод. указания/ сост. А.П. Игошин, С.Х. Туман, В.И. Лысых; ГАЦМиЗ -                  Красноярск, 2003. -36с. 
4. Проектирование опор валов на подшипниках качения: метод. указания/ сост. А.П. Игошин, В.Я. Дьяконова; ГОУ ВПО «ГУЦМиЗ». - Красноярск, 2005. - 24с. 
5. Конструктивные размеры  деталей машин: метод. указания/ сост. Н.А. Дроздова, С.А. Косолапова; КИЦМ. - Красноярск, 1991. - 22с.
6. Конструктивные размеры редукторов: метод. указания/ сост. С.К. Какурина, С.Х. Туман, Н.А. Какурина; ГАЦМиЗ. - Красноярск, 2001. - 20с.
7. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие/ А.Е. Шейнблит. - Калининград: Янтар. Сказ., 1999. - - 454с.
8. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - М.: Высш. шк., 2000. - 447с.
9. Курмаз, Л.В. Детали машин. Проектирование: учеб. пособие/ Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда - Мн.: УП «Технопринт»,  2002. - 290с.
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


    Введение

    Ременная  передача - передача трением с гибкой связью. Она состоит из ведущего диаметром d₁, ведомого диаметром d₂ шкивов и ремня 1, надетого на шкивы с предварительным натяжением. Нагрузку передают силы трения между шкивами и ремнем.

    После зубчатой передачи ременная - наиболее распространенная из механических передач.

    В зависимости от формы поперечного сечения ремня бывают передачи: плоским, клиновым ремнем, поликлиновым ремнем, круглым ремнем. Наибольшее применение в машиностроении имеют клиновые и поликлиновые ремни.

    Ремни изготовляют из прорезиненных тканей или синтетических материалов.

    Передача плоским ремнем обладает повышенными работоспособностью и ресурсом (в связи с меньшими напряжениями изгиба в плоских ремнях). Ее рекомендуют применять при больших межосевых расстояниях (до 15 м) или высоких скоростях ремня (до 100 м/с).

    Достоинства ремённых передач:

    1. Простота конструкции, эксплуатации  и малая стоимость. 

    2. Возможность передачи движения на значительные расстояния (до 15 м).

    3. Возможность работы с высокими  частотами вращения.

    4. Плавность и бесшумность работы вследствие эластичности ремня.

    5. Смягчение вибрации и толчков  вследствие упругости ремня. 

    6.Предохранение  механизмов от перегрузок вследствие возможного проскальзывания ремня (к передачам зубчатым ремнем это свойство не относится).

    Недостатки  ремённых передач:

    1.Большие радиальные размеры, в особенности при передаче значительных мощностей.

    2.Малая  долговечность ремня в быстроходных  передачах. 

    3.Большие  нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня, необходимость устройств для натяжения ремня.

    4.Непостоянное  передаточное число вследствие неизбежного упругого скольжения ремня.

    5.Чувствительность  нагрузочной способности к наличию паров влаги и нефтепродуктов.

     Применение. Ременные передачи применяют в приводах для передачи движения от электродвигателя или ДВС, когда по конструктивным соображениям межосевое расстояние должно быть достаточно большим, а передаточное число и может быть не строго постоянным (приводы металлорежущих станков, конвейеров, транспортных, дорожных, строительных и сельскохозяйственных машин и др.). Передачи зубчатым ремнем можно применять и в приводах требующих постоянного значения и (приборные и робототехнические устройства).

     Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно до 50 кВт, хотя может достигать 2000 кВт и больше. Скорость ремня v = 5... 50 м/с, а в высокоскоростных передачах - до 100 м/с и выше.

     Зубчатые  передачи широко распространены во всех отраслях машиностроения и приборостроения.

     Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес, зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно, что значительно снижает шум и динамические нагрузки. Чем больше угол наклона зубьев, тем выше плавность зацепления, но возникающая при этом осевая сила дополнительно нагружает подшипники. По этой причине величину угла ограничивают (рекомендуется принимать угол наклона зубьев от 8° до 18°). Косозубые передачи рекомендуется применять при повышенных скоростях и мощностях.

     Выбор материала передач зубчатых колес  зависит от назначения передачи и  условия ее работы. В качестве материалов используют: стали, подвергнутые термическому или химико-термическому упрочнению, чугуны, пластмассы.

     Зубчатые  передачи применяются во всех отраслях промышленности.

       К достоинствам  можно отнести:

1. Высокая надежность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей.
2. Малые габариты.
3. Большую долговечность.
4. Высокий КПД (до 0,995).
5. Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры.
6. Постоянство передаточного отношения.
7. Большие передаточные числа.
8. Простота обслуживания.

     Недостатки:

1. Высокие требования к точности изготовления и монтажа, особенно при высоких скоростях.
2. Шум и вибрации.
3. Сравнительно большая стоимость изготовления.

      Применение. Зубчатые передачи применяются во всех отраслях машиностроения и приборостроения. Наибольшее распространение имеют передачи с цилиндрическими колесами.

          Коэффициент полезного действия зубчатой передачи:

     КПД цилиндрической передачи составляет 95-97%.

     

       
 


Заключение 


    На  основании производственных расчётов выбран подходящий электродвигатель, определено передаточное отношение  цилиндрической передачи, мощность, частота вращения и крутящий момент на валах редуктора.

    Выбран  материал шестерни и колеса редуктора и определены допускаемые напряжения на них.

    Произведен  расчёт передач в ходе которого определены окончательные передаточные числа и размеры шестерни и колеса, а также проведен проверочный расчёт.

    Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая  принять окончательное решение  о размерах деталей редуктора  с учетом характера действующих  в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверена их динамическая грузоподьемность.

    Выполнен  расчёт валов на статическую и  усталостную прочность, определены опасные сечения, прочность всех валов признана достаточной.

    Подшипники  проверены по динамической грузоподъемности.

      По скорости колес выбрана  марка для зубчатых колес и  выбран уровень масла.

    По  размерам, полученным из расчётов, выполнены  сборочный чертеж редуктора и  рабочие чертежи деталей.

    Спроектированный  привод работоспособен и может быть предложен к внедрению в производство.