Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ТРАНСПОРТА

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К курсовому проекту по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

Выполнил:

студент гр. МО-31 Сёмченко А.В.

2012

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ТРАНСПОРТА

КАФЕДРА: «Детали машин и подъемно-транспортные механизмы»

Привод к ленточному транспортёру

Проверил: Выполнил:

преподаватель студент гр. МО-31

Врублевский В.Б. Сёмченко А.В.

2012

Содержание

Задание

Введение

1. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя.

2. Выбор материалов

2.1 Допускаемые контактные напряжения

2.2 Допускаемые напряжения изгиба

2.3 Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке

3. Расчёт зубчатых колёс.

3.1 Расчёт тихоходной цилиндрической передачи

3.2 Расчёт быстроходной червячной передачи

4. Выполнение компоновочного чертежа

5. Расчёт валов

5.1 Построение схемы нагружения зубчатых колёс

5.2 Расчёт ведущего вала

5.3 Расчёт промежуточного вала

5.4 Расчёт ведомого вала

5.5 Определение запаса прочности

6. Подбор подшипников

7. Выбор шпонок

7.1 Конструктивные размеры шестерни и колеса

7.2 Выбор шпонок

7.3 Проверка прочности шпоночных соединений

8. Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора

9. Выбор муфты

10. Выбор смазки

11. Тепловой расчёт червячной передачи.

12. Расчёт ременной передачи.

13. Выбор посадок деталей.

14. Порядок сборки редуктора

Литература

Задание 6

Вариант 6

Где:

Электродвигатель.

Плоскоременная передача.

Редуктор.

Муфта соединительная.

uт?2,0…3,0.

Параметры:

N=1,4 кВт;

n=27 об/мин.

Срок службы t=2,5 тыс. часов.

Плоскоременная передача расположена в горизонтальной плоскости, работает с постоянной нагрузкой.

Введение

В настоящее время привод машин и механизмов осуществляется в основном электродвигателями переменного тока с частотой вращения 750-3000 об/мин. Однако, рабочие органы машин в большинстве случаев имеют небольшую частоту вращения: u=20…100 об/мин (барабан лебёдки, ведущий барабан ленточного транспортёра, ведущая звёздочка цепного транспортёра и т.п.) или более высокую частоту вращения, чем электродвигатель (шпиндель токарного станка).

Для преобразования вращательного движения электродвигателя на валу рабочего органа применяют механические передачи (зубчатые, червячные, планетарные, ременные, цепные и т.д.).

Кроме того, передачи предназначены для исполнения целого ряда других функций, основными из которых являются:

повышение или понижение крутящего момента;

изменение траектории или характера движения;

регулирование или изменение скорости;

предохранение деталей и узлов машин от поломки при перегрузке.

1. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя

Определяем потребную мощность электродвигателя для всего привода.

Мощность электродвигателя определим по формуле:

Nэл=N4/зпр;

где

зпр=зремзред=зремзчервзцил.

зпр=0,95. 0,75. 0,96=0,684.

Nэл=1,4/0,684=2,05 кВт.

Выбираем двигатель асинхронный трёхфазный короткозамкнутый, закрытый, обдуваемый серии 4А - 4А90L2У3 [5]; N=2,2 кВт, n=1500 об/мин.

Определяем передаточное отношение привода:

uприв=uрем.uред=nэл/n4;

uприв=1500/27=5,6.

Принимаем передаточное отношение ременной передачи u1=2. Тогда:

uред=uприв /u1=55,6/2=27,8.

Разбиваем передаточное отношение редуктора по ступеням. Принимаем передаточное отношение для тихоходной ступени u2=12. Тогда передаточное отношение быстроходной ступени u3=uред /u2=55,6/12=2,3.

Определяем частоты вращения каждого вала привода:

n1=nэл=1500 об/мин;

n2=n1/ u1=1500/2=750 об/мин;

n3=n2/ u2=750/12=62,5 об/мин;

n4=n3/ u3=62,5/2,3=27 об/мин.

Определяем мощность на каждом валу:

N2=N1. зр=2,029. 103. 0,96. 0,99=1,9284 кВт;

N3=N2. зчерв=1928,4. 0,75. 0,99=1,451 кВт;

N4=N3. зцил=1451. 0,96=1,4 кВт.

Определяем крутящие моменты на каждом валу:

Ориентировочно определяем диаметры валов при [ф]=12…15 МПа.



2. Выбор материалов

Желая получить сравнительно невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колеса и шестерни сталь 40Х (поковка). Термообработка: Улучшение НВ 230..260;ув=850 МПа; ут=550 МПа. Для шестерни второй ступени улучшение НВ 260..280; ув=950 МПа; ут=700 МПа. При этом обеспечивается приработка зубьев.

Для червячной передачи назначаем материал колеса БрАЖ9-4 при ут=200 МПа, ув=400 МПа; червяк сталь 40Х, закалка до HRC 54 витки шлифовать и полировать.

2.1 Допускаемые контактные напряжения

Определяем допускаемые контактные напряжения. Для колеса второй ступени уно=2НВ+70=2.240+70=550 МПа. Для шестерни второй ступени уно=2НВ+70=2.270+70=610 МПа.

Коэффициент безопасности для второй ступени sн=1,1.

Число циклов напряжений для колеса второй ступени :

NУ=60.c.n.tУ=60.1.27.2500=4,05.106.

Для НВ=245 Nно=1,5.107, КНЕ=0,25.

Для колеса второй ступени: NНЕ=KНЕNУ=0,25. 4,05.106=1,01.106.

Сравнивая NНЕ и Nну отмечаем, что для колеса второй ступени NНЕ<Nну.

Должно быть 1<KНL<2,4. Данное условие выполняется.

Аналогично для шестерни второй ступени NНЕ<Nну.

NУ=60.c.n.tУ=60.1.62,5.2500=9,4.106.

NНЕ=KНЕNУ=0,25. 9,4.106=2,35.106.

Подставив, получим:

Допускаемые контактные напряжения рассчитаем по формуле:

[уН]=(уН0/sН)KHL.

Подставив численные значения, получим:

Для колеса второй ступени: [уН]=(550/1,1)1,57=785 МПа.

Для шестерни второй ступени : [уН]=(610/1,1)1,39=770,3 МПа.

Принимаем [уН]=770,3 МПа.

Для червячной передачи для определения [уН] в приближении оцениваем скорость скольжения:

Vs=4,5.10-4n13vТ2=4,5.10-47503v221,8=2,04 м/с.

Допускаемые напряжения определим по формуле:

[уН]=300-25 Vs=300-25.2,04=249 МПа.

2.2 Допускаемые напряжения изгиба

Для колеса второй ступени уF01=1,8.245=441МПа.

Для шестерни второй ступени уF02=1,8.270=486МПа.

Определяем предел выносливости по формуле:

[уF0]=(уF0/sF)K FСK FL.

где

Должно быть 1<<2. Условие выполняется.

Для 3 вала:

Для колес:

по таблице 8.9.

Для шестерни:

КFC=1, так как передача не реверсивная.

Для цилиндрической передачи принимаем .

Определим допускаемые напряжения для червячной передачи по формуле:

2.3 Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке

По таблице 8.9[4] предельные контактные напряжения для колёс обеих ступеней определяются по формуле:

Для колёс обеих ступеней:

Для шестерни второй ступени:

Предельные напряжения изгиба для обоих колёс определим по формуле:

Для шестерни второй ступени:

.

3. Расчёт зубчатых колёс

3.1 Расчёт тихоходной цилиндрической передачи

Вначале рассчитываем прямозубую цилиндрическую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора.

Условимся обозначать здесь и далее предварительно выбранные или рассчитанные параметры дополнительным индексом - штрих.

Предварительный расчёт межосевого расстояния выполняем по формуле:

По рекомендации к табл.8.4[4] принимаем .

При этом определим

По графику 8.15[4] определяем .

Определим :

где - приведенный модуль упругости;

,-модули упругости.

Ранее было найдено, . Т2=Т4=495,4 Н.м.

Подставив в формулу для межосевого расстояния получаем:

Округляем по ряду Ra40 до a2=125 мм. Находим

По таблице 8.5[4] принимаем . Находим модуль . . По таблице 8.1[4] назначаем m=2 мм.

Определим суммарное число зубьев:

.

Определим число зубьев шестерни:

Принимаем

.

Число зубьев колеса:

.

Фактическое передаточное число:

При этом .

Делительные диаметры шестерни и колеса:

Диаметры вершин зубьев:

Выполняем проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям по формуле:

Предварительно определяем

электродвигатель зубчатый колесо редуктор

.

Окружная скорость

Назначаем 9-ю степень точности и по таблице 8.3[4]:

;

.

.

.

Подставив полученные значения, получим:

Расхождения в пределах нормы.

Выполняем проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

По графику 8.20[4] при х=0:

для шестерни: ;

для колеса: .

Расчёт выполняем по тому из колёс пары, у которого меньше отношение .

для шестерни

для колеса .

Расчёт ведём по шестерне.

По графику рис.8.15[4] и по таблице 8.3.[4] . При этом .

Далее .

Подставив полученные значения в исходную формулу, получим:

.

Выполняем проверочный расчёт на заданную перегрузку:

Условия прочности соблюдаются.

Ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

3.2 Расчёт быстроходной червячной передачи

По рекомендации §9,1[4] принимаем z1=4. по условию неподрезания зубьев.

Т2=24,6 Н.м; Т3=221,3 Н.м.

Назначаем q'=12,5. Тогда q/z2=12,5/49=0,257. q/z2=0,22…0,4 - лежит в рекомендуемых пределах.

Определим межосевое расстояние по формуле:



Подставив полученные значения, получим:

Округляем по ряду Ra40 aw=95мм.

Определим модуль:

Принимаем m=3,15 мм.

Коэффициент смещения

.

Определим основные размеры червяка и колеса:

;

;

;

;

;

;

Проверяем выбранное значение .

.

Отсюда следует, что .

Уточняем .

Проверяем прочность по контактным напряжениям:

д=500=0,8727 рад для силовых передач.

;

;

Для VS?3 м/с kv=1; kв=1, а следовательно kH=1. .

Подставив, получим:



Прочность соблюдается, отклонение 16% считаем допускаемым, так как при использовании стандартных m и q не всегда возможно получить близкие уH и [уH].

Проверяем прочность на изгиб:

kH=kF=1;

Учитывая, что уH<[уH], принимаем b2=34 мм.

YF=1.45.

Подставив полученные значения, рассчитаем значение уF:

Уточняем К.П.Д.:

Основные размеры для червяка:

Z1=4; m=3,15; q=12,5; d1=39,375мм;dа1=45,675мм; df1=31,815мм.

По рекомендации к таблице 9.1.[4] принимаем b1=68мм.

Основные размеры для колеса:

aw=95мм; x=-0.39мм; z2=49мм; b2=34мм; d2=153.09мм; da2=156.9мм;

df2=137.4мм;

Принимаем dаМ2=160мм.

Назначаем 8 степень точности.

4. Выполнение компоновочного чертежа

Для выполнения компоновочного чертежа потребуются следующие размеры:

Размеры зубчатых цилиндрических и червячных колёс:

d1	da1	d2	d a2	d3	da3	d4	da4
39,375	45,675	153,09	156,9	76	80	174	178

b1	b2	b3	b4	a1	a2	daM2
68	34	65	60	95	125	160

Диаметры валов после их предварительного определения:

d1	d2	d3	d4
17,5	21,7	45,2	59,1

Длинна и диаметр ступицы.

Длину и диаметр ступицы определим по формуле:

Для валов 3 и 4 эти величины соответственно будут равны:

Выбираем предварительно подшипники качения средней серии.

204	d	20
	D	47
	B	14
209	d	45
	D	85
	B	19
212	d	60
	D	110
	B	22

Размеры, необходимые для выполнения компоновки:

д - толщина стенки редуктора.

для червячно-цилиндрического редуктора:

По литейным требованиям дmin=8мм.

Расстояния от внутренней поверхности стенки редуктора:

до боковой поверхности вращающейся части - .

до боковой поверхности подшипника качения - .

Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями, смонтированными:

на одном валу -

на разных валах -

Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом другой ступени (min): .

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:

до внутренней поверхности стенки редуктора: .

до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:.

Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора:

Ширина фланцев S, соединяемых болтом диаметром , - .

Толщина фланца боковой крышки :

Высота головки болта - .

Толщина фланца втулки - .

Толщина стакана:

Подшипник	204	209	212
D	47	85	110
	6	8	10
h	4,8	6,4	8
	6	8	10
	4-5	8-10	8-10

Длинна цилиндрической части крышки (выбирается конструктивно) .

Расстояние между боковыми поверхностями подшипников, монтируемых парами -

После определения ориентировочных размеров выполним компоновку.

5. Расчёт валов

5.1 Построение схемы нагружения зубчатых колёс

Определяем силы, действующие в зацеплении двухступенчатого червячно-цилиндрического редуктора:

Червячная пара:

а)

б)

в)

г)

д)

е)

Цилиндрическая прямозубая пара:

а)

б)

в)

5.2 Расчёт ведущего вала

Строим расчётную схему сил, действующих на червяк в вертикальной и горизонтальной плоскостях (см.рис.5.2а).

Строим эпюру изгибающих моментов червяка в вертикальной плоскости от действия сил и .

Определяем опорные реакции:

Проверка: - реакции найдены верно.

Наибольший изгибающий момент в вертикальной плоскости будет в сечении червяка, соответствующем точке контакта:

;

Строим эпюру изгибающих моментов ведущего вала в горизонтальной плоскости от действия сил и .

Определяем опорные реакции:

Проверка: - реакции найдены верно.

Наибольший изгибающий момент в горизонтальной плоскости будет в сечении червяка, соответствующем точке контакта:

На ведущий вал действует крутящий момент от левого торца вала до сечения, соответствующего точке контакта. Этот участок вала скручивается моментом Т2=24,6 Н.м.

Определим наибольший изгибающий момент.

Опасным сечением является сечение червяка, соответствующее точке контакта, где приложены силы Fr1, Ft1 и момент:

.

Для подбора подшипников качения определяем суммарную реакцию в той опоре, где она будет больше:

Радиальная реакция:

.

На червяк действует осевая сила. Она сжимает часть вала от точки контакта червяка до упорного подшипника.



5.3 Расчёт промежуточного вала

Строим схему нагружения второго промежуточного вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Строим эпюру изгибающих моментов промежуточного вала в вертикальной плоскости от действия сил Fr2, Fa3 и Ft3.

Определяем опорные реакции:

; ;

Проверка: - Реакции найдены верно.

Определяем ординаты изгибающих моментов промежуточного вала в вертикальной плоскости в месте посадки червячного колеса:

в месте посадки шестерни:

Строим эпюру изгибающих моментов промежуточного вала в горизонтальной плоскости от действия сил Ft2, и Fr3.

; ;

Проверка: - реакции найдены верно.

Определяем ординаты изгибающих моментов промежуточного вала в горизонтальной плоскости:

в месте посадки червячного колеса:

в месте посадки шестерни:

На промежуточный вал действует крутящий момент на участке от червячного колеса до шестерни. Вал скручивается моментом Т3=221,8Н.м.

Определяем наибольший изгибающий момент. Опасным является сечение в месте посадки шестерни:

.

Определяем суммарную реакцию в той опоре, в которой она будет больше.

Опора D:

В этой же опоре возникает осевая реакция от действия осевой силы Fa2, сжимающей вал от червячного колеса до упорного подшипника D:

5.4 Расчёт ведомого вала

Строим эпюру изгибающих моментов выходного вала в вертикальной плоскости от действия сил Ft3, и Fм.

Определяем опорные реакции:

; ;

Проверка: - реакции найдены верно.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Определяем опорные реакции:

; ;

Проверка: - реакции найдены верно.

Определяем наибольший изгибающий момент. Опасным является сечение в месте посадки зубчатого колеса:

.

Определяем суммарную реакцию в той опоре, в которой она будет больше.

Опора Е:

5.5 Определение запаса прочности

Определение коэффициента прочности в опасных сечениях валов [4.с.264ъ].

где -запас сопротивлению усталости только по изгибу (коэффициент запаса по нормальным напряжениям).

- запас сопротивлению усталости только по кручению (коэффициент запаса по касательным напряжениям).

Материал промежуточного и ведущего валов - сталь 40Х, ведомого - стали 45.

Сталь 40Х - .

Сталь 45 - .

Определяем пределы выносливости.

Для ведущего и промежуточного валов:

Для ведомого вала:

Определяем максимальное напряжение уа и фа в опасных сечениях валов:

;

;

;

;

.

;

;

;

.

Определяем коэффициенты для всех валов:

kу=1,8; kdI=0,8; шфI=0,1;

kф=1,4; kdII=0,64; шфII=0,1;

kF=0,9; kdIII=0,7; шфIII=0,05.

Для вала I:

d1=20мм.

Увеличим диаметр вала: d1=25мм.



Условия выполняются.

Для вала II:

d2=45мм.

Уменьшим диаметр вала: d2=40мм.

Условия выполняются.

Для вала III:

d3=60мм.



Уменьшим диаметр вала: d3=45мм.

Условия выполняются.

Окончательные диаметры валов получили:

d1=25мм;

d2=40мм;

d3=45мм.

6. Подбор подшипников

Все данные об условиях работы подшипников на валах редуктора и справочные коэффициенты сводим в таблицу 5.1. Диаметры вала в месте посадки подшипников у червяка - d1=25мм; у промежуточного - d2=40мм; у ведомого - d3=45мм.

Таблица 6.1. Сводные данные подбора подшипников.

№ п/п.	Обозначение параметров	Вал редуктора
		Ведущий I	Промежуточный II	Ведомый III
		Диаметры под подшипники
		d1=25мм	d2=40мм	d3=45мм.
1.	n, об/мин	750	62.5	27
2.	Lh, ч	2500	2500	2500
3.	L=Lh60n/106, млн.об	112.5	9.375	4.05
4.	Fr=Rнаиб, Н	Fr1=161,8 Fr2=1224	Fr1=3622 Fr2=5142	RЕ=3263 RF=1826
5.	Fа=RОС, Н	2899,3	1248,7	-
6.	fh	1,62	1,62	1,62
7.	fn	0,4	0,86	1,2
8.	V	1	1	1
9.	Kу	1	1	1
10.	Kф	1	1	1
11.	Опора	А	В	С	D	E	F
12.	Серия	1046905К	7205	1036908(К)	1046908	109	109
13.	С, кН	2,85	24	7,02	11,8	21,2	21,2
14.	С0, кН	1,92	17,5	5,53	9,00	12,2	12,2
15.	Fa/VFr	0,3	2,4	0,56	0,9	-	-
16.	Fa/VFr<e	X	1	-	1	-	-	-
17.		Y	0	-	0	-	-	-
18.	Fa/VFr>e	X	-	0,4	-	0,44	-	-
19.		Y	-	1,6	-	1,19	-	-
20.	Pr, Н	161,8	5208	3622	4402,1	3263	1826
21.	CР, кН	0,66	21	6,8	8,3	4,4	1,8
22.	%	76	12,5	3	25	79	91

Подбор подшипников к валу червяка:

Определяем собственные осевые силы:

Из условия равновесия осевых сил:

;

Следовательно силы определены верно.

Определяем эквивалентные нагрузки:

Для опоры А:

находим Х=1, У=0; .

Для опоры В:

поэтому Х=0,4; У=1,6; .

Наиболее нагружен подшипник В. Определим его грузоподъёмность:

- условие выполняется.

Определим грузоподъёмность подшипника в опоре А:

- условие выполняется.

Выбираем роликовый подшипник лёгкой серии - 7205, у которого С=24кН, С0=17,5кН, е=0,37; X=0,4; Y=1,62 для опоры В.

И шариковый радиально-упорный сверхлёгкой серии 1046905К, у которого С=2,85кН, С0=1,92кН, е=0,74; X=1; Y=0 для опоры А.

Подбор подшипников к промежуточному валу.(d=40 мм).

Намечаем шариковый подшипник радиально-упорный сверхлёгкой серии - 1046908, у которого С=11,8кН, С0=9,00кН, е=0,47 для опоры D, и шариковый подшипник радиально-упорный сверхлёгкой серии - 1036908(К), у которого С=7,02кН, С0=5,53кН, е=0,68 для опоры D

Определяем собственные осевые силы:

Из условия равновесия осевых сил:

;

Следовательно силы определены верно.

Определяем эквивалентные нагрузки:

Для опоры С:



находим Х=1, У=0; .

Для опоры D:

поэтому Х=0,44; У=1,19;

.

Наиболее нагружен подшипник D. Определим его грузоподъёмность:

- условие выполняется.

Определим грузоподъёмность подшипника в опоре С:

- условие выполняется.

7. Выбор шпонок

7.1 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Быстроходная ступень:

Ведущий вал выполнен в форме вал-шестерня, т.к. отношение .

Колесо:

1. Диаметр ступицы

Принимаем .

2. Толщина диска:

.

3. Толщина обода:

4. Длинна ступицы:

Тихоходная ступень:

Промежуточный вал выполнен в форме вал-шестерня, т.к. отношение в месте посадки шестерни.

Колесо:

1. Диаметр ступицы

Принимаем .

2. Толщина диска:

.

3. Толщина обода:

4. Длинна ступицы:

7.2 Выбор шпонок

Промежуточный вал ш40 мм под колесо:.

Ведомый вал ш45 мм под колесо:.

7.3 Проверка прочности шпоночных соединений

Материал шпонок - сталь45, нормализованная. Проверим шпонки на прочность по напряжениям смятия.

.

Прочность шпонки на промежуточном валу под колесом:

Условия прочности выполняются.

Прочность шпонки на ведомом валу под колесом:

Условия прочности выполняются.

8. Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора

Корпус должен быть достаточно жёстким, чтобы предотвратить перекос осей валов под действием нагрузок. Повышение жёсткости при одновременном снижении массы корпуса обеспечивается рёбрами жёсткости, которые так же увеличивают его поверхность охлаждения.

В современном конструировании наблюдается тенденция формообразования корпусов прямолинейными плоскостями. Это облегчает обработку, а горизонтальную поверхность крышки используют, как монтажную базу. В серийном производстве корпуса редукторов изготавливают литыми из серого чугуна марки не ниже СЧ15.

Размеры основных элементов корпуса приведены в таблице 8.1.

Таблица 8.1. Основные размеры корпуса редуктора.

	Параметры	Размер, мм
1.	Толщина стенки корпуса редуктора	д=дmin=8мм.
2.	Толщина стенки крышки редуктора	д=дmin=8мм.
3.	Толщина верхнего фланца корпуса	b=1.5д=12мм.
4.	Толщина нижнего фланца корпуса	b=1.5д=12мм.
5.	Толщина рёбер основания корпуса	m=(0,85…1)д=8 мм
6.	Толщина рёбер крышки	m=(0,85…1)д=8 мм
7.	Диаметр фундаментных болтов	d1=(1,5…2)д=16 мм
8.	Диаметр болтов, соединяющих:
	корпус с крышкой у бобышек подшипников	d2=1,5д=12мм
	корпус с крышкой по пер-ру соединения	d3=1,0д=8мм
	корпус со смотровой крышкой	d4=6мм
	крышку подшипникового узла с корпусом	d5 М6; М8; М10.
9.	Число болтов
	диаметром d1	4
	диаметром d2	8
	диаметром d3	10
	диаметром d4	4
	диаметром d5	4; 4; 6.
10	Ширина фланцев
	Фундаментного	S1=д+x+k1=8+3+40=51мм
	Корпуса и крышки (по периметру)	S2=д+x+k2=8+3+24=35мм
	Корпуса и крышки (у подшипников)	S3=д+x+k3=8+3+32=43мм
11	Ширина фланцев редуктора
	Фундаментного	дфл1=2,3д=18мм.
	Корпуса и крышки (по периметру)	дфл2=1,5д=12мм.
	Корпуса и крышки (у подшипников)	дфл1=1,35дкр=10мм.
	Параметры	Размер, мм
12	Высота центров	Н=1,06аW=1.06.125=132мм
13	Литейные уклоны	30
14	Литейные радиусы	R=3…5 мм

Материал корпусных деталей: СЧ15 ГОСТ 1412 - 85.

9. Выбор муфты

Тип муфты выбирают в соответствии с предъявленными к ней требованиями в приводном устройстве. Размер муфты и её деталей зависят от величины передаваемого крутящего момента.

При подборе стандартных муфт учитывают так же диаметры концов валов, которые муфта должна соединять.

Широко применяемые муфты стандартизованы. Их подбирают из ГОСТов по величине расчётного крутящего момента Тр:

где - коэффициент, учитывающий режим работы привода. Для ленточных транспортёров .

- номинальный крутящий момент.

На ведомый вал ставим упругую втулочно-пальцевую муфту МУВП ГОСТ2424-83 с номинальным крутящим моментом 710 Нм и d=45мм.

10. Выбор смазки

В машиностроении для смазывания передач широко применяется наиболее простой способ - погружение зубчатых колёс в ванну с жидким маслом, так называемая картерная смазка.

Используется картерная смазка при окружной скорости зубчатых колёс v=0,3…12,5 м/с.

Предельно допустимая глубина погружения колёс в масляную ванну обусловлена минимальными затратами на перемешивание и разбрызгивание масла.

Детали червячного редуктора при нижнем расположении червяка погружаются на глубину высоты витка. Для снижения потерь мощности и тепловыделения при высокой частоте вращения червяка и длительной его работе уровень масла в корпусе понижают, а для смазки зацепления на червяк устанавливают разбрызгиватели. Масло в этом случае заливают до центра нижнего тела качения подшипника.

Для повышения стойкости зубьев против заедания желательно применять масло высокой вязкости. Однако при этом увеличиваются потери на его перемешивание. Поэтому масло выбирают в зависимости от окружной скорости, нагрузки и материала зубьев.

;

.

По окружной скорости выбираем индустриальное масло И-100А с вязкостью х=118 Ст.

Уровень масла контролируют маслоуказателем при остановке редуктора.

11. Тепловой расчёт червячной передачи

Механическая энергия в передаче превращается в тепловую и нагревает передачу. Если отвод тепла недостаточный, то при температуре свыше 900С масло теряет защитную способность, при этом возможно заедания и передача выходит из строя. Червячные передачи работают с большими тепловыделениями, поэтому для них необходимо производить тепловой расчёт, который при установившемся тепловом состоянии производят на основе теплового баланса, т.е. приравнивая тепловыделение теплоотдаче.

Для проектируемого редуктора площадь тепловыделяющей поверхности А=1,0м2.

Перепад температур редуктора и окружающей среды определяется по формуле:

;

где NЭ - требуемая мощность электродвигателя, Вт;

з - К.П.Д.;

А - поверхность тепловыделения, м2.

Допускаемый перепад температур , то есть охлаждение редуктора можно признать достаточным.

12. Расчёт ременной передачи

1. Определяем диаметр малого шкива:

По ОСТ 1655 диаметр шкива может быть принят 125мм и 140мм.

Учитывая требования компактности, принимаем D1=125мм.

При этом окружная скорость передачи:

Эта скорость находится в пределах, рекомендуемых для среднескоростных передач (v?25м/с).

2. Определяем диаметр большого шкива:

По ОСТу диаметр вала оставляем неизменным: D2=250мм. При этом частота вращения ведомого вала останется равной расчётной n2=750 об/мин.

3. Определяем межосевое расстояние а и длину ремня l. Согласно рекомендации 8.25[4] и формуле 8.20[4]:

Определим межосевое расстояние:



Проверяем найденное значение по рекомендации 8.25[4]:

Принимаем окончательно а=1500мм. При этом долговечность ремня повысится, а его длина определится по формуле:

4. Определяем угол обхвата б:

Условие выполняется. Соблюдение этого условия подтверждает выбранную величину а.

5. Определяем окружную силу передачи:

6. Выбираем тип ремня и предварительно назначаем его толщину.

Учитывая повышенные требования к габаритам передачи, и желая получить сравнительно недорогую передачу, выбираем прорезиненный ремень, толщину ремня д определяем в зависимости от диаметра меньшего шкива. По рекомендации 8.25[4]

Принимаем д=3мм.

7. Определяем допускаемое полезное напряжение для D/д=125/3=41,6 [уF] 0=22.7

Кб=0,93; Кv=1,01;Кн=1; К0=1. Определим [уF].

[уF]= [уF] 0КбКvКнК0=22,7.0,93.1,01.1.1=21,3МПа.

8. Определяем ширину ремня b по формуле:

Принимаем b=40 мм.

9. Определяем ширину шкивов: В=50±1 мм.

10. определяем силу предварительного натяжения ремня S0 и силу R, действующую на валы. Для принятого у0=18,5МПа

13. Выбор посадок деталей

Посадки основных деталей, редуктора, а также шкивов и муфт выбираем по рекомендациям.

Посадка шкива (ведущего, ведомого) - Н7/к6;

Посадка червячного колеса на вал - Н7/m6;

Посадка зубчатого колеса на вал - Н7/р6;

Посадка муфты - Н7/к6;

Посадка червячного венца - Н7/r6;

Посадка крышек подшипников качения - Н7/h8;

Отклонение вала при посадке внутренних колец подшипников качения на вал - к6;

Отклонения отверстий при посадке наружных колец подшипников качения - Н7.

14. Порядок сборки редуктора

Перед сборкой, внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку проводят в соответствии с чертежами общего вида редуктора, начиная с узлов валов. Подшипники нагревают в масле до 80 - 1000С перед сборкой для лучшей посадки.

Собранные валы устанавливают в основании корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.

Перед устан6овкой сквозных крышек в них закладывают резиновые армированные манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки подшипников болтами.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой. Закрепляют крышку редуктора болтами.

Заключение

В настоящее время привод машин и механизмов осуществляется в основном электродвигателями переменного тока с частотой вращения 750-3000 об/мин. Однако, рабочие органы машин в большинстве случаев имеют небольшую частоту вращения: u=20…100 об/мин (барабан лебёдки, ведущий барабан ленточного транспортёра, ведущая звёздочка цепного транспортёра и т.п.) или более высокую частоту вращения, чем электродвигатель (шпиндель токарного станка).

Для преобразования вращательного движения электродвигателя на валу рабочего органа применяют механические передачи (зубчатые, червячные, планетарные, ременные, цепные и т.д.).

Кроме того, передачи предназначены для исполнения целого ряда других функций, основными из которых являются:

повышение или понижение крутящего момента;

изменение траектории или характера движения;

регулирование или изменение скорости;

предохранение деталей и узлов машин от поломки при перегрузке.

Литература

1. В.И. Врублевская, В.А. Довгяло. Детали машин и основы конструирования. Пособие по курсовому проектированию. Гомель 1997

2. В.И. Врублевская. Детали машин и основы конструирования. части I, II, III. Гомель 1991г.

3. В.И. Врублевская, И.В. Бородуля. Детали машин и основы конструирования. Расчёт валов и подбор подшипников качения. Гомель, 1993г.

4. М.Н. Иванов. Детали машин, М. «Высшая школа», 1984г.

5. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М. «Высшая школа» 1985 г.

6. Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. Детали машин. Проектирование. Минск, УП «Технопринт», 2001г.

7. Р.Д. Бейзельман, Б.В. Цыпкин, Л.Я. Перель. Подшипники качения. Справочник. М., «Машиностроение», 1975г.

Размещено на Allbest.ru