Проектирование привода с одноступенчатым зубчатым редуктором и клиноременной передачей
Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Расчет клиноременной передачи. Этапы компоновки редуктора. Проверка долговечности подшипников. Посадки зубчатого колеса и звездочки.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 22.08.2013 |
| Размер файла | 298,5 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
151031 КП.СД 02
по дисциплине: «Детали машин»
Тема курсового проекта: «Проектирование привода с одноступенчатым зубчатым редуктором и клиноременной передачей»
Содержание
-аннотация;
-введение.
1. Расчет и конструирование.
1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
1.2 Расчет зубчатых колес редуктора
1.3 Предварительный расчет валов редуктора
1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса
1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
1.6 Расчет клиноременной передачи
1.7 Первый этап компоновки редуктора
1.8 Проверка долговечности подшипников
1.9 Второй этап компоновки редуктора
1.10 Проверка прочности шпоночных соединений
1.11 Уточненный расчет валов
1.12 Вычерчивание редуктора
1.13 Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
1.14 Выбор сорта масла
1.15 Сборка редуктора
Заключение
Литература
Аннотация
В пояснительной записке курсовой работы по теме : “Проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора”, изложен подробный расчет зубчатых колес редуктора клиноременной передачи и предварительная компоновка данного редуктора.
Введение
Общие сведения о редукторе:
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора -- понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи -- зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.
Клиноремённая передача -- это передача механической энергии при помощи гибкого элемента -- приводного ремня, за счёт сил трения. Может иметь как постоянное, так и переменное передаточное число (вариатор), валы которого могут быть с параллельными, пересекающимися и со скрещивающимися осями.
Состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня (одного или нескольких).
Достоинства клиновых передач:
За счет клинового эффекта в передачах клиновым ремнем можно реализовать большие силы трения и уменьшить габариты передачи.
Клиновая передача может передавать большую мощность, допускает меньший угол обхвата на малом шкиве, а следовательно и меньшее межосевое расстояние допускающее бесступенчатую регулировку скорости.
Недостатки: большие напряжения изгиба.
1. Расчет и конструирование.
1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Исходные данные:
; ;
По табл. КПД механических передач коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес 1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, 2 = 0,99; КПД клиноременной передачи 3 = 0,95; коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана, 4 = 0,99.
Общий КПД привода
Мощность на валу барабана
Требуемая мощность электродвигателя
Угловая скорость барабана
Частота вращения барабана
По ГОСТ 19523-81 по требуемой мощности Ртр = 9,6 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А160S6УЗ с параметрами Рдв = 11,0 кВт и скольжением 2,7%, номинальная частота вращения пдв = 1000 - 27 = 973 об/мин,
угловая скорость
Передаточное отношение
Намечаем для редуктора и = 4,5 тогда для клиноременной передачи
Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора
Частоты вращения и угловые скорости валов:
|
Вал А |
пдв = 973 об/мин |
дв= 101,8 рад/с |
|
|
Вал В |
- |
1 = 33,75 рад/с |
|
|
Вал С |
п2 = пб = 71,6 об/мин |
2= б = 7,5 рад/с |
1.2 Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы для зубчатых колес. Для шестерни сталь 45, термообработка -- улучшение, твердость НВ 230; для колеса сталь 45, термообработка -- улучшение, твердость НВ 200.
Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из укачанных материалов [Н] = 410 МПа.
Примем такой же, как и ранее, коэффициент ширины венца ba = 0,4.
Коэффициент КН, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: Кн= 1,25.
Мощность на валу барабана (он же ведомый вал редуктора) Рб = р2 = 8,7 кВт. Найдем вращающий момент на этом валу
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле
где Ка = 43 -- для косозубых колес; и = 4,5 -- принято ранее для рассматриваемого редуктора.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
aw = 250 мм.
Нормальный модуль
принимаем по ГОСТ 9563 - 60 mn = 3,5 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев = 10°.
Число зубьев шестерни
принимаем z1 = 25. Тогда z2 = z1u=25 4,5 = 110.
Уточняем значение угла наклона зубьев:
угол = 19o.
Основные размеры шестерни и колеса.
Диаметры делительные:
Проверка:
.
Диаметры вершин зубьев
Ширина колеса b2 = baаw = 0,4 * 250 = 100 мм. Ширина шестерни bl = b2 + 5 мм = 105 мм.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колес
Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки
При bd = 1,25, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передач) коэффициент КН 1,165.
При v = 1,52 м/с и 8-й степени точности коэффициент КН 1,06.
Для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент КНv = 1,0.
Таким образом, КН = 1,165 1,06 1,0 = 1,235.
Проверяем контактные напряжения:
что менее [Н] = 410 МПа. Условие прочности выполнено.
Силы, действующие в зацеплении:
Окружная
Радиальная
Осевая
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Коэффициент нагрузки KF = KF KFv .
При bd = 1,25, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент KF 1,32.
Для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент KFv = 1,1.
Таким образом, KF = 1,32 1,1 = 1,45.
Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zv
у шестерни
у колеса
Коэффициенты YF1 = 3,80 и YF2 = 3,60.
Определяем коэффициенты Y и KF;
где средние значения коэффициента торцового перекрытия = 1,5; степень точности п = 8.
Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле:
Для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба 0F lim b = 1,8 НВ.
Для шестерни 0F lim b = 1,8 230 = 415 МПа; для колеса 0F lim b = 1,8 200 = 360 МПа.
Коэффициент безопасности [Sf] = [Sf] [Sf]».
[Sf]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [Sf]' = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [Sf] = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни
для колеса
Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения:
для шестерни
для колеса
Проверку на изгиб проводим для колеса:
Условие прочности выполнено.
1.3 Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников
Предварительный расчет валов, как уже было указано, проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения.
Ведущий вал - вал В.
Вращающий момент
Допускаемое напряжение на кручение примем [к] = 20 МПа. Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи.
Определим диаметр выходного конца вала.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dв1 =42 мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем dп1 = 45 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал.
Вращающий момент Т2 = 1160 Нм.
Допускаемое напряжение на кручение [к] = 25 МПа.
Определяем диаметр выходного конца вала. Конструктивно ведомый вал будет напоминать вал. Там на выходной конец вала насаживалась звездочка цепной передачи, а в нашем случае -- полумуфта:
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dв2 = 63 мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем dп2 = 65 мм, под зубчатым колесом = 70 мм.
Примем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 45 мм и dn2 = 65 мм.
По табл. имеем:
|
Условное обозначение подшипника |
d |
D |
В |
|
|
Размеры, мм |
||||
|
309 313 |
45 65 |
100 140 |
25 33 |
1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:
d1 = 92,6 мм; da1 = 99,6 мм; b1 = 105 мм.
Колесо кованое:
d2 = 407,4 мм; dа2 = 414,2 мм; b = 100 мм.
Диаметр ступицы dст = 1,6 dк2 =1,670 = 112 мм.
Длина ступицы lст = (1,2 ч 1,5)dа2 = (1,2 ч 1,5)70= 84 ч 105 мм
принимаем lст = 100 мм
Толщина обода д0 = (2,5 ч 4)mn =(2,5 ч 4) 3,5 = 8,7 ч 14 мм
принимаем д0 = 10 мм
Толщина диска при = 100 мм; С =0,3100 = 30 мм.
1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки
Принимаем за 8 мм.
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки:
нижнего пояса корпуса
Диаметры болтов:
Фундаментных
принимаем фундаментные болты с резьбой М22;
болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,
;
принимаем болты с резьбой M18:
болтов, соединяющих крышку с корпусом,
;
принимаем болты с резьбой М14.
1.6 Расчет клиноременной передачи
Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Ртр = 9,6 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива пдв = 973 об/мин; передаточное отношение ip = 3,14; скольжение ремня = 0,015.
По номограмме в зависимости от частоты вращения меньшего шкива п1 (в нашем случае п1 = пдв = 973 об/мин; и передаваемой мощности Р = Ртр = 9,6 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.
Вращающий момент
,
где Р = 9,6 103 Вт.
Диаметр меньшего шкива по формуле
С учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем d1 = 180 мм.
Диаметр большего шкива
Принимаем d2 = 560 мм
Уточняем передаточное отношение
При этом угловая скорость вала В будет
Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету,
что менее допускаемого на 5%*.
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов d1 = 180 мм и d2 = 560 мм.
Межосевое расстояние ар следует принять в интервале
где T0 = 10,5 мм
Принимаем предварительно близкое значение ар = 800 мм.
Расчетная длина ремня по формуле
Ближайшее значение по стандарту L= 2800 мм.
Уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины ремня L
где w = 0,5 (d1 + d2) = 0,53,14(180+560)= 1160 мм;
у =(d2 - d1)2 =(560-180)2 = 14,6•;
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L -- 0,01 2800 = 28 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L= 0,025 2800 = 70 мм для увеличения натяжения ремней.
Угол обхвата меньшего шкива
Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, для привода к ленточному конвейеру при односменной работе Ср = 1,0.
Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:
для ремня сечения Б при длине L=2800 мм коэффициент CL= 1,05.
Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата: при 1 = 153о коэффициент С 0,93.
Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент Сz = 0,90.
Число ремней в передаче по формуле
где Р0 - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм, работе на шкиве d1 = 1 мм и i 3 мощность Р0 = 3,9 кВт (то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L = 2800 мм, учитывается коэффициентом СL);
Принимаем z = 3.
Натяжение ветви клинового ремня по формуле
электродвигатель передача редуктор подшипник
где скорость v = 0,5дв d1 = 0,5 101,8 180 10-3 = 9,16 м/с;
- коэффициент, учитывающий влияние центробежных
для ремня сечения Б коэффициент
Тогда
Давление на валы по формуле
Ширина шкивов Вш
1.7 Первый этап компоновки редуктора.
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1: 1, чертить тонкими линиями.
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии .
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса ;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса ;
в) принимаем расстояние между диаметром окружности вершин зубьев шестерни и внутренней стенкой корпуса (наружный диаметр подшипника меньше диаметра вершин зубьев шестерни).
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и .
По табл. П3 [1] имеем:
|
Условное обозначение подшипника |
d |
D |
B |
Грузоподъемность, кН |
||
|
Размеры, мм |
C |
C0 |
||||
|
309 |
45 |
100 |
25 |
52,7 |
30,0 |
|
|
313 |
65 |
140 |
33 |
92,3 |
56,0 |
Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер .
Замером находим расстояния на ведущем валу и на ведомом валу.
Примем окончательно
Глубина гнезда подшипника ; Для подшипника 313 В=33 мм;
Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру отвестия; в этом фланце =14 мм. Высоту головки болта примем 0,7 = 0,712 = 8,4 мм.
Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца примем на 5 мм больше шага t. Таким образом,
Замером находим расстояние , определяющее положение шкива относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно .
1.8 Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал
Из предыдущих расчетов имеем: ; Из первого этапа компановки .
Реакция опор:
В плоскости xz:
В плоскости yz:
Проверка:
Суммарные реакции
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 309: d=45 мм;
D=100 мм.; B=25 мм; С=52,7 кН; =30,0 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле
В которой радиальная нагрузка ; Осевая нагрузка ; V=1; коэф. безопасности для приводов ленточных конвейров .
Отношение ; этой величине соотвествует (по табл.) .
Отношение ; X=0,56 и Y=1,72.
Расчетная долговечность, млн. об
Расчетная долговечность, ч
Что больше установленных ГОСТ 16162-85
Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий
;
Нагрузка на вал от клиноременной передачи
Составляющие этой нагрузки
Из первого этапа компоновки и
Реакция опор:
В плоскости xz
Проверка:
Проверка:
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Шариковые радиальные подшипники 313 средней серии: d=65 мм; D=140 мм; В=33 мм; С=92,3 кН;
Отношение ; этой величине соотвествует (по табл.) .
Отношение ; X=1 и Y=0.
(Примем =1, учитывая равномерность клиноременной передачи)
Расчетная долговечность, млн. об
Расчетная долговечность, ч
Здесь n=216 об/мин - частота вращения ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч таков ресурс самого редуктора, но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 309 имеют ресурс Lh = 18103 ч, а подшипники ведомого вала 313 имеют ресурс Lh = 520106 ч.
1.9 Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала:
а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние . Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;
б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их концы должны выступать внутрь корпуса на 1-2мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (Ш45мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;
в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 1мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем говорит вырыв на плоскости разъема.
Используем фетровые уплотнения, т.к. допускаемое значение скорости <5м/с.
г) переход вала Ш45мм к присоединительному концу Ш42мм выполняют на расстоянии 10-15мм от торца крышки подшипника.
Длина присоединительного конца вала Ш42мм определяется длиной шкива.
Аналогично конструируем узел ведомого вала.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10мм меньше длин ступиц.
Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.
1.10 Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок -- по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок -- сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице,
Ведущий вал: d=42 мм; b x h = 10 x 8 мм; ; длина шпонки l=70 мм; момент на ведущем валу
(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20)
Ведомый вал.
d=63 мм; b x h = 16 x 10 мм; ; длина шпонки l=80 мм; момент
Условие выполнено.
1.11 Уточненый расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при s ? [s].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал.
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка -- улучшение.
Среднее значение ув = 780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
у-1 ? 0,43 ув = 0,43780 = 335 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
ф-1 ? 0,58у-1 = 0,58335 = 193 МПа.
Сечение А - А. Это сечение вала под шкивом клиноременной передачи, рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
Где амплитуда и ср.напряжение отнулевого цикла
При d=42 мм; b=10 мм;
Принимаем kф = 2,3; еф ? 0,76 и шф ? 0,1.
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для согласования по размеру с диаметром вала электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.
Ведомый вал.
Материал вала - сталь 45 нормализованная, .
Пределы выносливости и .
Сечение А-А.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
изгибающий момент в вертикальной плоскости
суммарный изгибающий момент в сечении А-А
Момент сопротивления кручению при d = 70 мм; b = 14 мм; t1 = 5,5 мм
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Принимаем kу = 1,5; еу ? 0,84; kф = 2,3; еф ? 0,72 и шф ? 0,15
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Среднее напряжение уm = 0
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
Во всех сечениях s > [s].
1.12 Вычерчивание редуктора
Редуктор вычерчивают в двух проекциях на листе формате А1 (594 х 841 мм) в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификаций.
1.13 Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.
Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл.
1.14 Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,25 * 1,49 = 0,37 дм3.
При контактных напряжениях уН = 392 МПа и скорости х = 9,6 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 * 10-6 м2/с. Принимаем масло индустриальное И - 30А по ГОСТ 20799 - 75.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ - 1 и периодически пополняем его через пресс-масленки.
1.15 Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;
в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную, канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Заключение
В этой курсовой работе по деталям машин я научился проецировать привод с одноступенчатым зубчатым редуктором и клиноременной передачей, выбирать электродвигатель: определять общий КПД привода, рассчитывать мощность на валу барабана, требуемую мощность электродвигателя, угловую скорость барабана, частоту вращения барабана и передаточное отношение. Рассчитывать клиноременную передачу: вращающий момент, диаметры шкивов, межосевое расстояние, длину ремня и их количество, ширина шкивов. Рассчитывать зубчатые колеса редуктора: число зубьев шестерни, вращающий момент на валу барабана, диаметры вершин зубьев, окружная скорость колес. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников: вращающий момент, диаметр выходного конца вала. Конструктивные размеры корпуса редуктора: рассчитал толщину стенок корпуса и крышки, диаметр болтов, которые крепят крышку к корпусу редуктора.
Литература
Курсовое проектирование деталей машин (Чернавский С.А. 2008г.)
Детали машин (Куклин Н.Г. 2008г.)
Основы технической механики (Мовнин М.С. 2007г.)
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор электродвигателя и кинематический расчеты клиноременной передачи, зубчатых колес редуктора, валов, подшипников. Конструктивные размеры шкива клиноременной передачи, шестерни, колеса, корпуса. Проверка шпоночных соединений, сборка редуктора.
курсовая работа [147,6 K], добавлен 26.11.2010Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет, расчет клиноременной передачи, зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Этапы компоновки редуктора. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчет валов.
курсовая работа [616,5 K], добавлен 29.09.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008Проектирование привода для ленточного транспортера. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес редуктора, валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры шестерни и колеса корпуса редуктора. Этапы компоновки, сборка редуктора.
курсовая работа [224,9 K], добавлен 29.01.2010Выбор электродвигателя шевронного цилиндрического редуктора. Расчёт клиноременной передачи и зубчатых колес. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка долговечности подшипников и шпоночных соединений. Уточненный расчет валов и сборка редуктора.
курсовая работа [451,0 K], добавлен 15.07.2012Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Предварительный расчет валов редуктора. Конструкция ведущего вала. Размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Расчет клиноременной передачи. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [705,8 K], добавлен 13.01.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.12.2012Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов. Выбор подшипников. Конструктивные размеры вала шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
курсовая работа [614,5 K], добавлен 13.04.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Расчет цепной передачи, компоновка редуктора. Проверка долговечности и прочности подшипника.
курсовая работа [136,1 K], добавлен 31.05.2010Кинематический расчет электродвигателя. Расчет зубчатых колес и валов редуктора, параметров открытой передачи. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений. Выбор и анализ посадок.
курсовая работа [555,8 K], добавлен 16.02.2016
