Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Уральский федеральный университет

имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

кафедра деталей машин

Курсовая работа

Привод технологической машины

Руководитель Мальцев Л.В.

Бакина В.В.

Студент гр. ЭН-240011 Айзенберг А.А.

Екатеринбург 2016 г.



Оглавление

• 1. Схема привода и исходные данные
• 2. Выбор электродвигателя и кинематических параметров привода
• 2.1 Выбор электродвигателя
• 2.2 Частота вращения двигателя
• 2.3 Частоты вращения валов и их угловые скорости
• 3.Расчет ременной передачи
• 4.Уточнение кинематических и силовых параметров двигателя и редуктора
• 5. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
• 5.1 Выбор материалов зубчатых колес
• 5.2 Определение допускаемых напряжений
• 5.2.1 Допускаемые контактные напряжения
• 5.2.2 Допускаемые напряжения изгиба
• 5.3 Проектный расчет зубчатой передачи
• 5.3.1 Определение межосевого расстояния
• 5.3.2 Модуль передачи
• 5.3.3 Суммарное число зубьев
• 5.3.4 Ширина зубчатых венцов и диаметры колес
• 5.4 Проверочный расчет зубчатой передачи
• 5.4.1 Проверка по контактным напряжениям
• 5.4.2 Проверка по изгибным напряжениям
• 5.5 Силы зацеплений
• 6. Выбор редуктора
• 7. Выбор муфт
• 7.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая
• 7.2 Зубчатая муфта
• 8. Выбор подшипников
• 9. Выбор опоры подшипникового узла
• 10. Проверки долговечности подшипников, прочности шпоночных соединений, усталостной и статической прочностей вала
• 10.1 Проверка долговечности подшипников
• 10.2 Выбор шпонок
• 10.2.1 Проверка прочности шпоночных соединений на ведомом валу
• 10.3 Проверочные расчеты ведомого вала
• 10.3.1 Расчет ведомого вала на усталостную прочность
• 10.3.2 Расчет ведомого вала на статическую прочность
• 11. Порядок сборки ведомого вала
• 12. Конструирование сварной рамы
• 13. Смазки
• 13.1 Смазка подшипников
• 13.2 Смазка редуктора
• 14. Теоретический вопрос
• Резьбовые соединения. Способы изготовления резьб
• Характеристики резьбовых соединений
• Заключение
• Список литературы


1. Схема привода и исходные данные

Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные
1	Мощность на ведомом валу	кВт	8
2	Частота вращения ведомого вала	об/мин	60
3	Режим работы	тяжелый
4	Реверсивность
5	Продолжительность включения	%	45
6	Срок службы	лет	8
7	Коэффициент использования привода в течении года	0,5
8	Коэффициент использования привода в течении суток	0,8

В данном курсовом проекте необходимо выполнить привод технологической машины с параметрами: частотой вращения ведомого вала 60 об/мин, мощностью на ведомом валу 8 кВт, тяжелый режим работы, привод реверсивный.

Сроком службы 8 лет, с коэффициентом использования в течении года 0,5, в течении суток - 0,8 и с продолжительностью включения 45%.

Использовать стандартный электродвигатель, одноступенчатый прямозубый редуктор и ременную передачу(шкив ведомый, шкив ведущий и ремни), использовать МУВП и зубчатую муфту.

Также необходимо спроектировать сварную раму, которая будет служить фундаментом для привода.



2. Выбор электродвигателя и кинематических параметров привода

2.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

;

- общий коэффициент полезного действия привода;

- КПД одной пары подшипников;

- КПД зубчатой муфты;

- КПД упругой муфты;

- КПД редуктора;

- КПД ременной передачи;

кВт

Принимаем Р_тр.дв.= 11кВт

По требуемой мощности в соответствии с ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель серии 4А160М8. Его частота вращения n = 750 об/мин, коэффициент проскальзывания S = 2,5%. Габаритные, установочные и присоединительные размеры приведены в таблице 1.



Таблица 1

Типо-размер	Число полюсов	Габаритные размеры, мм	Установочные и присоединительные размеры, мм
		L1	L2	H	D	d1	d2	1	2	3	b	d
4А160М	8	667	780	430	358	48	42	110	108	210	254	15

Подберем синхронную частоту двигателя исходя из условия, что в нашем случае

,

где = 2 (по ГОСТу)

округляем по ГОСТу

Таблица 2

Марка электродвигателя	4А160М 8 У3
Мощность	Pэ= 11 кВт
Синхронная частота	nэл= 750 об/мин.
Скольжение	S= 2,5 %.
Отношение пускового момента к начальному

2.2 Частота вращения двигателя

2.3 Частоты вращения валов и их угловые скорости

Номинальный крутящий момент двигателя

Пусковой крутящий момент двигателя

Уточняем значение передаточного числа привода

Уточняем значение передаточного числа ременной передачи

Быстроходный вал редуктора

,

где - частота вращения быстроходного вала редуктора

Тихоходный вал редуктора

,

- частота вращения тихоходного вала редуктора.



3. Расчет ременной передачи

Диаметры шкивов ременной передачи:

,

где - диаметр шкива вала двигателя

округляем по ГОСТ:

,

где - диаметр шкива быстроходного вала редуктора

округляем по ГОСТ:

Уточняется передаточное число ременной передачи:

u_р.п.=

Межосевое расстояние между шкивами:

,

где - межосевое расстояние между шкивами передачи

Длина ремня:

,

где - длина ремня.

округляем до L=2000 мм

Уточняем межосевое расстояние:

Таблица 3

Тип ремня	В
bp, мм	14
h, мм	11
A,мм	138
d1min, мм	125
qm,	0,18

Угол обхвата ведущего шкива ремнем:

Скорость ремня:

Частота пробегов ремня:

Приведенное полезное напряжение в ремне:

,

- коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне:

Допускаемое полезное напряжение в ремне в реальных условиях эксплуатации:

- коэффициент влияния угла обхвата:

- коэффициент режима работы:

- коэффициент динамичности нагрузки:

Число ремней:

округляем до z=4

Сила в ременной передаче:





4.Уточнение кинематических и силовых параметров двигателя и редуктора

Электродвигатель: не изменятся

Быстроходный вал редуктора:

Тихоходный вал редуктора

Результаты расчетов заносим в таблицу



Таблица 4

Типоразмер электродвигателя 4А160М8	Передаточные отношения
nc=750 мин?№,
Потребная мощность двигателя =8,76 кВт	uпр=12,1875
Вал	n,мин?№	щ, с-1	Т, н*м	uред=6,3
Двигателя	731,25	76,58	116,1	uрем=2,03
Редуктора	Быстроходный	360,22	37,72	222,95
	Тихоходный	57,18	5,99	1379,4



5. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

5.1 Выбор материалов зубчатых колес

Исходные данные:

Тип зуба - прямой

Крутящий момент на шестерне Н*м.

Частота вращения шестерни мин^-1.

Передаточное число

D_M - диаметр заготовки шестерни

,

где - крутящий момент на шестерне; - передаточное отношение

Диаметр заготовки колеса равен

Материал для шестерни: сталь 45У, 269...302 НВ, предел прочности 890 МПа

Материал для колеса: сталь 45У, 235...262 НВ, предел прочности 780 МПа

Средние значения твёрдости поверхности зуба шестерни и колеса(1, табл 1.1):

5.2 Определение допускаемых напряжений

5.2.1 Допускаемые контактные напряжения

где j=1 - для шестерни, j=2 - для колеса.

- предел контактной выносливости;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности.

Пределы контактной выносливости найдём по формуле (1, табл. 2.1) для HB<350: =2HB_i + 70

Коэффициент безопасности для зубчатых колес с однородной структурой без поверхностного упрочнения зуба: (табл.2.1).

Пределы контактной выносливости:

Коэффициент долговечности:



N_HOj - базовое число циклов при действии контактных напряжений:

=23.5*10⁶ Па; = 16.8*10⁶ Па

N_{HE j} - эквивалентные числа циклов напряжений:

_n

- коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы

- суммарное число циклов нагружения:

c=1

- частота вращения в об/мин;

- суммарное время работы в часах

L - срок службы в годах L=8;

365 - количество дней в году;

- коэффициент использования в году ;

24 - количество часов в день;

- коэффициент использования в течение суток ;

- продолжительность включения ПВ=0,45.

Эквивалентные числа циклов напряжений:

Т.к. и =>

- условие выполняется

5.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

где - предел выносливости зубьев при изгибе;

- коэффициенты безопасности при изгибе;

- коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки;

- коэффициент долговечности при изгибе.

,

= = 0.65

- коэффициент долговечности:

- базовое число циклов при изгибе: = 4•10⁶;

- эквивалентное число циклов напряжений при изгибе:

= _F· N_?j ,

_F - коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы, _Fi = 0,3.

N_Уj - суммарное число циклов нагружения.

Т.к. и =>

Пределы выносливости на изгиб:

5.3 Проектный расчет зубчатой передачи

5.3.1 Определение межосевого расстояния

Передача закрытая, поэтому проектный расчёт будем производить из условия контактной прочности. Из этого условия определяем межосевое расстояние:

Для прямозубой передачи:

K_a = 450 - коэффициент вида передачи

= 0,4 - коэффициент ширины зубчатого венца (по ГОСТ)

K_H = 1,2 - коэффициент контактной нагрузки

T₁=220,7 Нм

Округлим до ближайшего большего значения по ГОСТ 2185-66:

5.3.2 Модуль передачи

Рекомендуемый диапазон выбора модуля:

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль m=3 мм по ГОСТ 9563-60, учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применять не рекомендуется.

5.3.3 Суммарное число зубьев

Cуммарное число зубьев передачи

Число зубьев шестерни

Фактическое передаточное отношение

При отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 4 %



Поскольку , примем коэффициенты смещения

5.3.4 Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса

Округлим до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636-69 (СТ СЭВ 514-77):

Ширину зубчатого венца шестерни принимают на 2…5 мм больше, чем . Примем

Диаметры окружностей зубчатых колес:

Окружности вершин зубьев

Диаметры впадин

Определяем окружную скорость в зацеплении и степень точности передачи:

Степень точности цилиндрической передачи n_ст = 8 - нормальная

5.4 Проверочный расчет зубчатой передачи

5.4.1 Проверка по контактным напряжениям

Для проверочного расчёта зубьев на контактную прочность используем формулу

- коэффициент вида передачи, для прямозубых передач

- коэффициент контактной нагрузки,

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями определяем по формуле:

A=0,06 - так как прямозубая зубчатая передача

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев

K_HV - динамический коэффициент определяющийся в зависимости от окружной скорости найдем с помощью линейной интерполяции

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца вычислим по формуле

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

- коэффициент ширины венца по делительному диаметру

Поскольку , выполним расчёт недогрузки по контактным напряжениям

5.4.2 Проверка по изгибным напряжениям

Проверка напряжения изгиба в зубьях шестерни

- коэффициент, учитывающий форму зуба при x_j = 0:

- так как прямозубая зубчатая передача,

где - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Коэффициенты, входящие в эту формулу, имеют тот же смысл, что и для .



=1 (для прямозубых передач).

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба определим по формуле

-коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки найдем из формулы

Окончательно

5.5 Силы зацеплений

Нагрузка с зуба шестерни на зуб колеса передаётся по линии зацепления. При расчётах удобнее эту нагрузку разложить на составляющие.

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила



6. Выбор редуктора

При выборе редуктора учитываем параметры его эксплуатации

- коэффициент эксплуатации привода.

Учитывая условие:

По эквивалентному крутящему моменту, передаточному отношению, межосевому расстоянию, выбираем по каталогу горизонтальный редуктор 1ЦУ-250 с параметрами:

Т_Т = 4000 Н*м - номинальный крутящий момент на тихоходном валу

F_Б = 3000 - радиальная нагрузка на быстроходном валу

F_Т = 8000 - радиальная нагрузка на тихоходном валу

d_Б = 70 мм - диаметр быстроходного вала

d_Т = 90 мм - диаметр тихоходного вала

Масса 200 кг

< F_Б

K_п=1,4

Пусковой крутящий момент на тихоходном валу:

Радиальная нагрузка на быстроходный вал редуктора в момент пуска:

Перегрузка редуктора по консольной радиальной силе:

Стандартные редукторы в момент пуска и остановки машины допускают кратковременную перегрузку по крутящему моменту и по консольной радиальной силе по сравнению с допускаемой номинальной нагрузкой в 2.2 раза. Следовательно перегрузка является допустимой.



7. Выбор муфт

Муфты выбираем в зависимости от передаваемого крутящего момента и условий работы по формуле:

Где -допускаемый крутящий момент для данной муфты, Тр- расчетный крутящий момент, Т-передаваемый муфтой крутящий момент, k-коэффициент, учитывающий тип муфты и реальные условия работы машины

7.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая

,

где =0,25, =>

при d=70 мм выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую с по ГОСТ 21424-93, а значит муфта выдержит.

7.2 Зубчатая муфта

Рассчитаем зубчатую муфту, которую насадим на тихоходный вал редуктора. Для нее:



где - коэффициент ответственности (примем =1, полагая, что поломка муфты не приведет к аварии)

- коэффициент условий работы. Так как привод реверсивный и работает с умеренными толчками, примем =1,4

- коэффициент углового смещения. Примем =1,5, полагая, что угол перекоса валов

Тогда

Тогда расчетный крутящий момент составит:

Диаметр тихоходного вала редуктора равен 90 мм. Следовательно ведомый вал будем проектировать с начальным диаметром 90 мм. Так как в таблице отсутствует муфта с диаметром 90 мм, выберем зубчатую муфту с d=100 мм и расточим ее до d=90 мм. Допускаемый крутящий момент - 10000 Н/м. Условие [T]>Tр выполняется.



8. Выбор подшипников

Так как вал проектируется ступенчатым образом, а его начальный диаметр равен d=70 мм, подшипник будем подбирать на участок с диаметром Так, по ГОСТ 8338-75 выбираем подшипник шариковый радиальный легкой серии №215. Параметры подшипника приведены в таблице ниже.

Таблица 5

Условное обозначение	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	C, кН	C0, кН
215	75	130	25	2,5	66,3	41



9. Выбор опоры подшипникового узла

электродвигатель подшипник редуктор

Опора выбирается по наружному диаметру подшипника D = 130 мм. Выбранная опора - корпус подшипника на базе разъемных корпусов подшипников качения широкой серии РШ с крышками в сборке по ГОСТ 1328.9-80. Параметры выбранного корпуса приведены ниже в таблице.

Таблица 6

Типо- размер	D	L	A	H1	H	B	d1	d2	B2	B1	h	D2
130	130	260	210	98	190,5	158	17	10	110	62	34	185



10. Проверки долговечности подшипников, прочности шпоночных соединений, усталостной и статической прочностей вала

Cначала проводят ориентировочный расчет валов для того, чтобы наметить конструкцию вала, установив основные размеры ( диаметры и длины участков вала), выполняется уточненный проверочный расчет , заключающийся в определении коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях.

d1=70мм	l1=132мм
d2=75мм	l2=225мм
d3=80мм	l3=80мм
d4=87мм	l4=10мм
d5=80мм	l5=94мм
d6=75мм	l6=225мм

10.1 Проверка долговечности подшипников

Эпюры и схемы представлены на следующей странице.

Окружная сила, действующая на обод каждого колеса:

Радиальная сила, действующая на конец ведомого вала со стороны муфты, определяется по формуле:

:Fl₁-R_a(l₁+l₂)+F_m(l₁+l₂+l₃)=0

: -R_b+F-R_a+F_m=0 => R_b=F+F_m-R_a=2,87+1,86-4,03=0,7 кН

Наиболее нагруженной является опора А

Эквивалентная нагрузка в радиальном шарикоподшипнике определяется по формуле

Здесь радиальная нагрузка, осевая нагрузка (вращается внутреннее кольцо), коэффициент безопасности для нагрузки с легкими толчками , температурный коэффициент , коэффициенты нагрузки

Расчетная долговечность подшипника определяется по формуле

Расчетная долговечность подшипника в часах

Минимально допустимый ресурс работы подшипников равен 12500 ч. В нашем случае подшипники обеспечивают достаточную долговечность.

10.2 Выбор шпонок

Для участка вала диаметром 70 мм (место установки муфты) имеем: сечение шпонки b x h = 20 x 18 мм; глубина паза на валу . Длину шпонки принимаем на 5…10 мм меньше длины ступицы детали, насаженной на вал, поэтому при длине ступицы 100 мм принимаем длину шпонки l=90 мм.

Для участка вала диаметром 80 мм (место установки муфты) имеем: сечение шпонки b x h = 22 x 20 мм; глубина паза на валу . Длину шпонки принимаем на 5…10 мм меньше длины ступицы детали, насаженной на вал, поэтому при длине ступицы 68 мм принимаем длину шпонки l=58 мм.

10.2.1 Проверка прочности шпоночных соединений на ведомом валу

Условие прочности шпоночных соединений определяется по формуле

Где, - напряжения смятия боковой поверхности шпонки, МПа; T - крутящий момент, передаваемый шпоночным соединением, ; h, b и l - высота ширина и длина шпонки; - допускаемое напряжение смятия. При стальной ступице - 100…120 МПа.

Из приведенных расчетов следует, что условие прочности шпонок на ведомом валу обеспечено.

10.3 Проверочные расчеты ведомого вала

10.3.1 Расчет ведомого вала на усталостную прочность

Изгибающий момент в сечении 1:

Изгибающий момент в сечении 2:

Изгибающий момент в сечении 3:

Изгибающий момент в сечении 4:

Сечение 3 - предположительно опасное. Расчет будем вести по 3 сечению, так как основную нагрузку забирает на себя подшипник. Тогда изгибающий момент М в опасном сечении равен . Концентратором напряжения в указанном сечении является посадка с натягом.

Материал вала принимаем - сталь 45 термообработка улучшение. При любом диаметре вала предел прочности стали 45

Предел выносливости для нормальных напряжений равен

Предел выносливости для касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности S вала определяется по формуле

Где , - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям; [S] - допускаемый запас прочности.

,

,

Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла определяются по формулам

Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений по формулам



В рассматриваемом сечении действует концентратор напряжений в виде посадки с натягом на D=75 мм.

Из табл. 21 с учетом интерполяции табличных значений определяем

, .

Коэффициент влияния шероховатости поверхности зависит от шероховатости поверхности вала. Поверхности валов для посадки подшипника шлифованием чистовым с . Данной шероховатости соответствует

Суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении

Осевая сила в рассматриваемом сечении равна нулю.

Осевой момент инерции сечения

Амплитудное значение цикла нормальных напряжений

Среднее значение цикла нормальных напряжений составляет

Крутящий момент в этом сечении

Полярный момент инерции сечения

Амплитудное значение цикла касательных напряжений

Среднее значение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности S вала в рассматриваемом сечении

Следовательно, вал достаточно прочен.

10.3.2 Расчет ведомого вала на статическую прочность

Наибольшая кратковременная нагрузка на вал возникает при пуске машины. В момент пуска крутящий момент на валы редуктора увеличивается в k=1,4 раз.

Максимальное нормальное напряжение в рассматриваемом сечении

Максимальное касательное напряжение в рассматриваемом сечении

Эквивалентное расчетное напряжение определим по формуле

Следовательно, вал выдержит кратковременные перегрузки при пуске машины



11. Порядок сборки ведомого вала

Сборку ведомого вала производим с двух сторон: с левой и правой. С левой стороны вала насаживаем шкив, подшипник. С правой - полумуфту и подшипник.

Сборку начинаем с насаживания шкива на посадочный диаметр 80 мм и фиксируем его в бурт. Далее одеваем на вал втулку, которая фиксирует внутреннее кольцо подшипника. Затем насаживаем подшипник у упираем его в бурт. Надеваем втулку, которая жестко зафиксирует наш подшипник, и фиксируем втулку концевой шайбой.

Сборку правой части вала начинаем с установки подшипника, который упираем в бурт. Далее одеваем втулку, которая будет фиксировать наш подшипник. В конце надеваем полумуфту и затягиваем гайку.

Так, общий алгоритм сборки нашего ведомого вала:

1. Насаживаем шкив ременной передачи.

2. Надеваем на вал втулку.

3. Насаживаем левый подшипник

4. Надеваем на вал втулку

5. Фиксируем втулку концевой шайбой.

6. Насаживаем правый подшипник.

7. Надеваем на вал втулку.

8. Устанавливаем полумуфту.

9. Затягиваем гайку.

Разборку производить в обратном порядке.



12. Конструирование сварной рамы

Будем использовать раму, основание которой выполнено из швеллеров.

Диаметр фундаментных болтов выбираем с учетом большего габаритного размера сварной рамы.

Принимаем диаметр болтов фундаментных d = 24 мм и выбираем болт М24. Минимальное число фундаментных болтов n = 8 шт.

Ширина b полки швеллера . Диаметр отверстия в полке швеллера должен быть больше на 1…3 мм, чем диаметр фундаментного болта. Окончательно выбираем швеллер 20У (1, табл. П. 22) с размерами отверстия в полке швеллера 26 мм. Размеры сечения швеллера:

- высота h = 200 мм

- ширина полки b = 76 мм

- высота полки t = 9 мм

- толщина стенки s = 5,2 мм

В данной работе спроектирована сварная Г-образная рама длиной 1273 мм, шириной 950 мм и высотой 383 мм.

Устанавливаем два продольных швеллера и привариваем к ним два швеллера того же размера под электродвигатель (h₁=60 мм). Получившуюся конструкцию привариваем к поперечному швеллеру. Устанавливаем еще один поперечный швеллер. Устанавливаем два швеллера под подшипники на поперечные швеллера и свариваем их (h₂=167 мм). Продольные швеллера привариваем к одному из швеллеров редуктора. К швеллерам редуктора привариваем два швеллера-вставки.

Для более удобного балансирования уровней силовых агрегатов навариваем платики размером 50х50 мм в месте крепления болтовых соединений и фундаментных болтов.

Для обеспечения дополнительной жесткости ввариваем ребра жесткости в месте установки фундаментных болтов на расстоянии от оси болта 50 мм.

Также в чертеже указываем схему расположения крепления фундаментных болтов рамы. Фундаментные болты будут заливаться раствором и фиксироваться, далее одевается рама, и также фиксируется. После этого происходит сборка и дальнейшая регулировка привода.



13. Смазки

13.1 Смазка подшипников

Бесперебойная работа подшипниковых узлов обеспечивается не только правильностью выбора подшипников, но и соблюдением технического обслуживания, связанного с выбором типа и количества смазочного материала, своевременностью его замены и защиты от загрязнений.

Выбор смазочного материала и способа смазки зависит от условий работы подшипникового узла и требований, предъявленных к смазочным устройствам. В подшипниках применяют жидкие минеральные и синтетические, густые пластичные и (в особых случаях) твердые смазочные материалы.

Так как наши подшипниковые узлы работают не в условии повышенных температур, то в качестве смазочного материала для подшипников будем использовать антифрикционную многоцелевую водостойкую пластичную смазку Литол-24.

13.2 Смазка редуктора

В качестве смазочного материала для редуктора будем использовать масло Индустриальное И-40А ГОСТ 20779-75. Данная марка масла рекомендована производителем редуктора так как И-40А хорошо себя зарекомендовало как универсальный продукт для гидравлических систем промышленного оборудования, для строительных, дорожных и других машин, работающих на открытом воздухе при температуре от -15 до 45 .



14. Теоретический вопрос

Резьбовые соединения. Способы изготовления резьб

Резьбовое соединение --крепежное соединение в виде резьбы. Используется метрическая и дюймовая резьба различных профилей в зависимости от технологических задач соединения.

Характеристики резьбовых соединений

Достоинства:

· технологичность;

· взаимозаменяемость;

· универсальность;

· надёжность;

· массовость.

Недостатки:

· раскручивание (самоотвинчивание) при переменных нагрузках и без применения специальных устройств (средств).

· отверстия под крепёжные детали, как резьбовые, так и гладкие, вызывают концентрацию напряжений.

· для уплотнения (герметизации) соединения необходимо использовать дополнительные технические решения.

Примечание: коническая резьба обладает свойством герметичности и самостопорения.

Классификация резьбовых соединений

· резьбовое соединение деталей с резьбой, нарезанной непосредственно на этих деталях, детали вкручиваются одна в другую;

· резьбовое соединение при помощи дополнительных соединительных деталей, например, болтов, шпилек, винтов, гаек и т.д;

o болтовое соединение;

o винтовое соединение;

o шпилечное соединение.

Болт --крепежное изделие в виде стержня с наружной резьбой , как правило, с шестигранной головкой под гаечный ключ, образующее соединение при помощи гайки или иного резьбового отверстия.

Винт--крепежное изделие для соединения деталей, с внутренней резьбой или без неё. Имеет вид стержня с наружной резьбой на одном конце и конструктивным элементом для передачи крутящего момента на другом.

Шпилька --крепежное изделие в виде стержня с наружной резьбой , образующее соединение при помощи гайки или резьбового отверстия.

Способы изготовления резьб

Применяются следующие способы получения резьб:

· лезвийная обработка резанием;

· абразивная обработка;

· накатывание;

· выдавливание прессованием;

· литье;

· электрофизическая и электрохимическая обработка.

Наиболее распространённым и универсальным способом получения резьб является лезвийная обработка резанием. К ней относятся:

· нарезание наружных резьб плашками;

· нарезание внутренних резьб метчиками;

· точение наружных и внутренних резьб резьбовыми резцами и гребёнками;

· резьбофрезерование наружных и внутренних резьб дисковыми и червячными фрезами, и т.д.

Накатывание является наиболее высокопроизводительным способом обработки резьб, обеспечивающим высокое качество получаемой резьбы. К накатыванию резьб относятся:

· накатывание наружных резьб двумя или тремя роликами с радиальной, осевой или тангенциальной подачей;

· накатывание наружных и внутренних резьб резьбонакатными головками, и т.д.

К абразивной обработке резьб относится шлифование однониточными и многониточными кругами. Применяется для получения точных, в основном, ходовых резьб.

Выдавливание прессованием применяется для получения резьб из пластмасс и цветных сплавов. Не нашло широкого применения в промышленности.

Литьё (обычно под давлением) применяется для получения резьб невысокой точности из пластмасс и цветных сплавов.

Электрофизическая и электрохимическая обработка (например, электроэрозионная, электрогидравлическая) применяется для получения резьб на деталях из материалов с высокой твёрдостью и хрупких материалов, например, твёрдых сплавов, керамики и т. п.



Заключение

Мною был спроектирован привод технологической машины, состоящий из электродвигателя асинхронного 4А160М8, упругой муфты (МУВП), редуктора 1ЦУ-250, зубчатой муфты, и пары шариковых подшипников легкой серии №215 с корпусом типоразмера 130 и клиноременной передачи.

Сварная рама служит опорой для технологического привода. Она состоит из швеллеров 20У. Рама устанавливается на фундаментные болты, которые в свою очередь залиты в фундамент.

Проект выполнен согласно нормам ЕСКД и ГОСТ. Были учтены все условия эксплуатации. Технические требования и условия эксплуатации описаны в чертежах.



Список литературы

1. Расчет зубчатых цилиндрических передач. Методические указания (электронная версия)./Г.Л.Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 21 с.

2. Проектирование привода технологического оборудования. Учебное пособие (электронная версия)./А.Г.Черненко, В.М.Зиомковский, Л.П.Вязкова. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2014. 140 с.

3. [https://ru.wikipedia.org/wiki/%D0%A0%D0%B5%D0%B7%D1%8C%D0%B1%D0%BE%D0%B2%D0%BE%D0%B5_%D1%81%D0%BE%D0%B5%D0%B4%D0%B8%D0%BD%D0%B5%D0%BD%D0%B8%D0%B5]

4. [https://ru.wikipedia.org/wiki/%D0%A0%D0%B5%D0%B7%D1%8C%D0%B1%D0%B0#.D0.A1.D0.BF.D0.BE.D1.81.D0.BE.D0.B1.D1.8B_.D0.B8.D0.B7.D0.B3.D0.BE.D1.82.D0.BE.D0.B2.D0.BB.D0.B5.D0.BD.D0.B8.D1.8F]

Размещено на Allbest.ru