Проектирование привода ленточного транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Задание

Введение

1. Кинематический расчет

1.1. Выбор электродвигателя

1.2 Определение передаточных чисел

1.3 Определение крутящих моментов на валах привода

1.4 Определение частоты вращения валов привода

2 Расчет передач

2.1 Выбор материала

2.2 Тихоходная пара

2.3 Быстроходная пара

3. Проектирование валов

4. Расчет тихоходного вала на прочность

5. Расчет тихоходного вала на выносливость

6. Расчет подшипников на заданный ресурс

7. Расчет шпонок

8. Выбор и обоснование посадок

9. Выбор и обоснование муфты между редуктором и конвейером

10. Расчет клиноременной передачи

11. Элементы конструирования

12. Смазка редуктора и подшипников

13. Сборка редуктора

14. Расчет болтов крепления цилиндрического редуктора

Список используемых источников

Задание

Спроектировать привод ленточного типа транспортёра: привод состоит из электродвигателя серии АИР, ременной передачи, двухступенчатого развернутого цилиндрического зубчатого редуктора и муфты.

Кинематическая схема привода

Вариант №9

Исходные данные:

Мощность, Р_вых=4.1 кВт.

Угловая скорость, _вых=7.3с^-1.

Срок службы, L_н=8тыс. час.

i=0,5

j=0,4

k=0,1

y=0,3

z=0,4

Циклограмма нагружения

Введение

Курсовая работа представляет собой решение задачи по проектированию привода ленточного транспортера.

Цель работы - спроектировать привод ленточного транспортера определить необходимые параметров передачи и ее характеристик.

Кинематический расчет привода заключается в определении номинальной мощности и выбора двигателя, силовых и кинематических параметров.

Расчет редуктора заключается в выборе материала колес, определении допускаемых контактных напряжений и напряжений на изгиб, геометрических параметров, сил в зацеплении, проведении предварительного и проверочного расчета валов редуктора, расчета шпонок, расчета долговечности подшипников, определении конструктивных размеров корпуса, сил нагружения.

1. Кинематический расчет

1.1. Выбор электродвигателя

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

(1)

где - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

- мощность на выходном валу редуктора, кВт;

- общий КПД редуктора.

Общий КПД привода для последовательно соединенных передач определяется как произведение КПД отдельных передач:

где - КПД зубчато-цилиндрическая передача, (0,96-0,98);

- КПД ременная передача, (0,94-0,96);

- КПД подшипников качения, (0,99);

n- число пар подшипников, равно 3.

Получим:

Тогда с учетом формулы (1):

1.2 Определение передаточных чисел

Определим - передаточное число привода необходимое для того что бы на выходном звене получить заданное число оборотов:

, (2)

где - частота вращения входного звена равная номинальной частоте вращения вала электродвигателя ;

- частота вращения выходного звена.

Частоту вращения выходного вала найдем по формуле:

, (3)

получим

об/мин.

Дальнейший расчет, по выбору электродвигателя, будем вести в табличной форме.

Таблица 1- Типы электродвигателей

Параметр	Тип двигателя
	100L2,	112M4,	132S6,
	3	3	3
	3,32	2,35	1,93
	4,1	2,91	2,37

Из данных двигателей наиболее оптимальный первый под маркой 100L2.

1.3 Определение крутящих моментов на валах привода

Вращающий момент на валу электродвигателя найдем по формуле:

, (4)

получим

Н/м,

Н/м,

Н/м,

Н/м.

1.4 Определение частоты вращения валов привода

об/мин,

об/мин,

об/мин,

об/мин.

2 Расчет цилиндрических зубчатых передач

2.1 Выбор материала

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

Таблица 2 - Выбор материала

	Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 45	Сталь 45
Термообработка	Улучшение	Улучшение
Твердость	269…302 НВ	235…262 НВ

2.2 Тихоходная пара

Допускаемые контактные напряжения

(5)

где - предел контактной выносливости:

- коэффициент долговечности:

- коэффициент учитывающий шероховатость, примем равным 1;

- коэффициент учитывающий влияние окружной скорости, примем равным 1;

- коэффициент запаса прочности, примем равным 1,2.

Рассчитаем оставшиеся коэффициенты.

Предел контактной выносливости:

Коэффициент долговечности:

(6)

где -число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

;

- ресурс передачи.

(7)

где - частота вращения 69,79 обр/мин;

x, y, z - коэффициенты соответственно равные 1; 0,9; 0,4.

;

;

.

Подставим выявленные коэффициенты в формулу (8), получим:

.

Значения полученных параметров , подставим в формулу (6), получим:

;

.

Находим допускаемые контактные напряжения:

.

Допускаемые напряжения изгиба

(8)

где - предел выносливости;

- коэффициент долговечности,

- коэффициент учитывающий шероховатость, примем равным 1;

- коэффициент учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки, примем равным 1.

- коэффициент запаса прочности, примем равным 1,7.

Рассчитаем оставшиеся коэффициенты.

Предел контактной выносливости:

МПа;

Коэффициент долговечности:

(9)

где - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, примем равным ;

- ресурс передачи, равный =245326.54.

Подставим выявленные коэффициенты в формулу (9), получим:

.

Находим допускаемые напряжения изгиба:

.

Межосевое расстояние

Предварительное значение межосевого расстояния, мм:

(10)

где - коэффициент, выбирается в зависимости от твердости колес, примем равным 10.

-передаточное число тихоходной пары, = 3,32;

- крутящий момент на шестерне, = 181,28.

Подставим найденные значения в формулу (10), получим:

Окружная скорость, высчитываем по формуле:

(11)

Тогда:

Уточняем предварительно найденное межосевое расстояние:

(12)

где - коэффициент, для прямозубых колес равный ;

- коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность;

- эквивалентный момент на колесе;

- коэффициент ширины принимаем из стандартного ряда, в зависимости от положения колес относительно опор, равный .

Коэффициент рассчитывается по формуле:

(13)

где - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем в зависимости от степени точности, окружной скорости, твердости рабочих поверхностей, ;

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

Коэффициент определяем по формуле:

.

где

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

Коэффициент определяем по формуле:

где

- точность передачи, возьмем =9

Коэффициент определяем по формуле:

(14)

где - коэффициент в начальный период работы;

- коэффициент учитывающий приработку зубьев, значение принимаем в зависимости от окружной скорости и твердости 250 НВ, .

Коэффициент принимают в зависимости от коэффициента , схемы передачи и твердости зубьев. Так как ширина колеса и диаметр шестерни еще не определены, значение коэффициента определим ориентировочно:

.

Тогда .

Подставим найденные коэффициенты в формулу (14), получим:

.

Коэффициент равен:

.

С учетом всех найденных коэффициентов определим межосевое расстояние:

Округляем до стандартного 140 мм.

Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

, (15)

получим

Ширина колеса:

, (16)

получим

Модуль передачи

Модуль передачи:

(17)

получим

Суммарное число зубьев и угол наклона

Суммарное число зубьев:

, (18)

где - угол наклона зубьев, т.к. передача прямозубая, .

Получим .

Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

, (19)

получим

;

Значение округляем в большую сторону до целого числа, .

Число зубьев колеса для внешнего зацепления:

, (20)

получим .

Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число:

(21)

получим

;

Фактическое значение не должно отличаться от номинального более чем на 4%.

,

получим

.

Диаметры колес

Делительные диаметр шестерни:

, (22)

получим

Делительный диаметр колеса:

, (23)

получим

Диаметр окружностей вершин:

, (24)

для шестерни

для колеса

Диаметр окружностей впадин:

, (25)

для шестерни

для колеса

Размеры заготовки

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется чтобы размеры , , заготовок колес не превышали предельно допустимых значений.

,

получим

.

.

получим

,

получим

.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

(26)

где =9600 для прямозубых,

получим

Расчетное напряжение меньше допускаемого на 1,13%, поэтому принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

Силы в зацеплении

Окружная сила:

, (27)

получим

Радиальная сила:

, (28)

при , получим

Осевая сила:

, (29)

получим

.

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба:

В зубьях колеса:

, (30)

где - коэффициент учитывающий динамику нагружения;

- коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения, принимаем в зависимости от приведенного числа зубьев и коэффициента смещения, ;

- коэффициент учитывающий угол наклона зуба, ;

- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев, .

Коэффициент найдем по формуле:

(31)

где - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем в зависимости от степени точности и окружной скорости и твердости рабочих поверхностей, ;

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают, по формуле:

.

где

- - коэффициент учитывающий влияние погрешности изготовления шестерни на распределение нагрузки между зубьями:

С учетом всех коэффициентов получим :

Подставим все известные величины в формулу (30), получим:

В зубьях шестерни

, (32)

где - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения, принимаем в зависимости от приведенного числа зубьев и коэффициента смещения, .

получаем

Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхности слоя контактное напряжение не должно превышать допускаемое напряжение :

(33)

где - коэффициент перегрузки, ;

- контактные напряжения, ,

получаем

Допускаемое контактное напряжение принимаем:

(34)

где -предел текучести для стали 45, .

,

.

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое :

(35)

где - напряжение изгиба, для шестерни, для колеса .

Для шестерни:

,

Для колеса

.

Допускаемое напряжение вычисляем в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:

(36)

где - предел выносливости при изгибе,

;

- Максимальное возможное значение коэффициента долговечности, ;

- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки, ;

- коэффициент запаса прочности, .

Подставляем выявленные коэффициенты в формулу (37), получим:

;

.

2.3 Быстроходная пара

Межосевое расстояние

Межосевое расстояние оставляем таким же как и на тихоходной паре, так как редуктор является соосным.

Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

,

Получим

Ширина колеса:

,

получим

Модуль передачи

m=1,5

Суммарное число зубьев и угол наклона

Суммарное число зубьев:

,

где - угол наклона зубьев.

Угол наклона зубьев быстроходной передачи определим по формуле:

тогда

Округлим суммарное число зубьев до целого числа в меньшую сторону:

Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

где

- минимальное число зубьев

получим

Полученное в расчетах количество зубьев шестерни нам подходит.

Число зубьев колеса для внешнего зацепления:

,

получим

.

Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число:

получим

;

Диаметры колес

Делительные диаметр шестерни:

,

получим

Делительный диаметр колеса:

,

получим

Диаметр окружностей вершин:

,

для шестерни

для колеса

Диаметр окружностей впадин:

,

для шестерни

для колеса

Размеры заготовки

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется чтобы размеры , , заготовок колес не превышали предельно допустимых значений.

,

получим

.

.

получим

,

получим

.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

где =8400 для косозубых.

получим

Расчетное напряжение меньше допускаемого , поэтому принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

Силы в зацеплении

Окружная сила:

,

получим

Радиальная сила:

,

при , получим

Осевая сила:

,

получим

.

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба:

В зубьях колеса:

,

где - коэффициент учитывающий динамику нагружения;

- коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения, принимаем в зависимости от приведенного числа зубьев и коэффициента смещения, ;

- коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев, .

Коэффициент найдем по формуле:

получим

Коэффициент найдем по формуле:

где - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем в зависимости от степени точности и окружной скорости и твердости рабочих поверхностей, ;

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают, по формуле:

.

где

- - коэффициент учитывающий влияние погрешности изготовления шестерни на распределение нагрузки между зубьями:

С учетом всех коэффициентов получим :

Подставим все известные величины в формулу , получим:

В зубьях шестерни

,

где - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения, принимаем в зависимости от приведенного числа зубьев и коэффициента смещения, .

Получаем

Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхности слоя контактное напряжение не должно превышать допускаемое напряжение :

где - коэффициент перегрузки, ;

- контактные напряжения, ,

получаем

Допускаемое контактное напряжение принимаем:

где -предел текучести для стали 45, .

,

.

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое :

где - напряжение изгиба, для шестерни, для колеса .

Для шестерни:

,

Для колеса

.

;

.

3. Расчет валов

Диаметры различных участков валов редуктора определяют по формулам:

для быстроходного вала:

- диаметр посадочной поверхности:

. (37)

- диаметр под подшипник:

, (38)

где - высота буртика. Примем стандартное значение диаметра под подшипник ;

- диаметр буртика под подшипник:

, (39)

где - координата фаски подшипника;

для промежуточного вала:

- диаметр вала под зубчатое колесо:

. (40)

- диаметр буртика под зубчатое колесо:

, (41)

- диаметр под подшипник:

. (42)

Примем стандартное значение диаметра под подшипник d_n = 45 мм;

- диаметр буртика под подшипник:

;

для тихоходного вала:

- диаметр посадочной поверхности:

.

Примем d = 45 мм;

- диаметр под подшипник:

,

Примем стандартное значение диаметра под подшипник ;

- диаметр буртика под подшипник:

.

Расстояние между деталями

Расстояние между колесами и стенками корпуса :

(43)

где

L- расстояние между внешними поверхностями деталей передач:

L=259,205

получаем

Расстояние между торцевыми поверхностями колес:

(44)

.

4. Расчет тихоходного вала на прочность

Определение сил и реакций в подшипниках

Силы действующие на тихоходный вал:

Окружная сила,

Радиальная сила ,

Консольная сила действующая со стороны муфты:.

Определим реакции связи:

Рассмотрим плоскость YOZ:

, .

, .

Проверка:

,

Проверка сошлась.

Рассмотрим плоскость ХOZ:

,

.

,

.

Проверка:

,

Проверка сошлась.

Построим эпюры моментов:

Рассмотрим плоскость YOZ:

1. ,

при

при

2. ,

при

при ,

Рассмотрим плоскость ХOZ:

1. ,

при ;

при ;

2. ,

при ;

при ; .

Момент крутящий



5. Расчет тихоходного вала на выносливость

Предел выносливости:

(45)

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

- [1.5…2]

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(46)

где - напряжения в опасных сечениях,

- предел выносливости, ,

- коэффициент снижения предела выносливости,

- коэффициент чувствительности,

- среднее напряжение цикла;

Коэффициент снижения предела выносливости найдем по формуле:

, (47)

где =4,5;

-коэффициент влияния качества поверхности, ;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, ,

тогда

(48)

где - изгибающий момент,

,

.

- момент сопротивления сечения вала,

,

где

b- ширина шпонки,

h- высота шпонки;

тогда

.

получаем

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

(49)

где - предел выносливости вала, ;

- напряжения в опасных сечениях,

- коэффициент чувствительности, ;

- касательные напряжения, .

- коэффициент снижения предела выносливости

где =2,7;

-коэффициент влияния качества поверхности, ;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, ,

тогда

;

.

Предел выносливости:

Условие выполняется.

Выбор опасного сечения

Сталь 45, .

Проверка вала:

(51)

где

- допускаемые напряжения,

,

где - предел текучести, ,

.

.

Проверочный диаметр меньше расчетного , что допустимо.

Таблица 3

Номер участка	Величины
		, мм3	, Н/м
1	2,2	7793,46	500,37	0,14
2	2	8941,64	503,49	0,11
3	3,645	12265,63	523,78	0,16
4	3,6	10645,63	544,671	0,186
5	2,45	12265,63	508,305	0,10
6	2,45	10851,84	502,367	0,11
7	3,645	12265,63	523,78	0,16

Опасным сечением является четвертый участок на валу.

6. Расчет подшипников на заданный ресурс

Срок службы:

(52)

где - частота вращения вала, ;

- грузоподъемность,;

=3, для шариковых подшипников;

- эквивалентная динамическая нагрузка;

(53)

где ;

;

;

;

;

.

(54)

где ;

;

;

, при температуре до 100є

- наиболее нагруженная реакция,

(55)

Подставляем все найденные коэффициенты в формулу (54), получим:

.

Тогда

,

,

Подставим найденные величины в формулу (47), получим:

.

Рассчитаем срок службы:

.

.

Условие выполняется.

7. Расчет шпонок

Для соединения валов, с деталями, передающими вращение применяют главным образом призматические шпонки изготовляемые из стали, имеющей _в 590 Н/мм² сталь 45, Ст 6. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы (на 5-10 мм).

Таблица - Параметры призматических шпонок

Размеры, мм

D вала	Сечение шпонки	Глубина паза	Длина шпонки
	b	h	вала t1	вала t2
18	6	6	3,5	2,8	22
25	8	7	4	3,3	32
35	10	8	5	3,3	28
30	8	7	5	3,3	45

Проверка шпонки на смятие узких граней должна удовлетворять условию:

,

где

Т -- передаваемый вращающий момент, Нмм;

d -- диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

А = (h -- t₁) l_р-- площадь смятия;

-- рабочая длина шпонки при скругленных торцах

-- допускаемое напряжение смятия: при стальной ступице и спокойной нагрузке (Н/мм²).

С учетом указанных выше значений А и F:

Все напряжения на смятие меньше допустимого, следовательно шпонки удовлетворяют условию смятия узких граней.

8. Выбор и обоснование посадок

8.1 Для зубчатых колёс

Посадки для колёс принимаются по рекомендациям (1, с 84) соответственно равна H7/p6

8.2 Выбор посадок подшипников

Тихоходного вала

На тихоходном валу стоит шариковый радиальный однорядный подшипник 207.

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет следовательно циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъёмности:

По табл. 7.8 [1, с 131] выбираем поле допуска вала k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению

По табл.7.9 [1, с 131] выбираем поле допуска отверстия Н7.

Промежуточного вала

На промежуточном валу шариковый радиальный однорядный подшипник 207.

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет следовательно циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъёмности:

По табл. 7.8 [1, с 131] выбираем поле допуска вала k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению.

По табл.7.9 (1, с 131) выбираем поле допуска отверстия Н7.

Быстроходного вала

На быстроходном валу стоит шариковый радиальный однорядный подшипник 205.

поле допуска вала k6.

поле допуска отверстия Н8.

8.3 Выбор посадок крышек подшипников

Согласно рекомендации (1, с 171) для закладных крышек применяют посадки .

9. Выбор и обоснование муфты между редуктором и конвейером

Для данной конструкции привода трудно достичь соосности валов рекомендуется применять упругие муфты. Для данного привода выберем компенсирующую двухрядную цепную муфту.

Достоинством данной муфты является то, что она не требует осевого смещения узлов при демонтаже. Для удержания смазочного материала муфту закрывают кожухом. За счет выборки зазоров цепные муфты допускают перекос валов до 1°, а так же радиальные смещения 0,4 мм.

По вращающему моменту Т=251,33 Нм и диаметру выходного вала двигателя 45 мм подходит муфта со следующими параметрами:

D=115;

L=132;

l=58;

z=16.

10. Расчёт клиноремённой передачи

Р = 1,5кВт; з₁ =2850 об\мин; з₂ =1800 об\мин.

Диаметр ведомого шкива с учётом относительного скольжения е = 0,01;

;

Уточняем передаточное отношение:

Уточняем частоту вращения ведомого вала:

Определяем скорость ремня :

Определяем окружное усилие:

Определяем полезное напряжение

Значение принимаем из таблицы при отношении

Коэффициентом С₀ учитываем расположение передачи. Для вертикальной ;

Коэффициентом С_б учитываем значение угла обхвата б₁, он зависит от межосевого расстояния a_щ.

Коэффициентом С_P учитываем усилие эксплуатации передачи, при умеренных колебаниях нагрузки и пусковой нагрузке до 150% С_P = 0,8.

Площадь поперечного сечения ремня

Определяем значения поперечного сечения ремня. По таблице выбираю тип-A с двумя прокладками и толщиной

ближайшее значение по стандарту b = 20; bд=74мм²;

Расчёт длинны ремня

Принимаем длину из стандартного ряда: L=3150 мм

Число пробегов ремня в секунду.



Расчёт долговечности ремня

-базовое число циклов;

ci = 1ч2 если i = 1ч4; сi=1;

у_y =7 Н/мм² для клиновых ремней;

где

у₀ - напряжение от предварительного напряжения = 168 Н/мм²;

у_u - напряжение изгиба;

где с - плотность ремня для прорезиненных и контактных ремней;

с = 1100 кг/м³; х_в м/с , множитель 10^-6

11. Элементы конструирования

11.1 Конструирование крышек подшипников

-крышка подшипников тихоходного вала.

Толщину стенки принимаем в зависимости от диаметра D отверстия под подшипник

-крышка подшипников быстроходного и промежуточного валов

11.2 Конструирование корпусных деталей

Толщина боковых стенок:

В верхней части:

Закругления:

11.3 Крепление крышки редуктора к корпусу

Для соединения крышки редуктора с корпусом, используются болты с цилиндрической головкой с шестигранным углублением под ключ.

-размеры конструктивных элементов:

11.4 Фиксирование крышки относительно корпуса

Для того чтобы не происходило смещение крышки редуктора относительно его корпуса, при сборке редуктора нужно точно фиксировать их положение. Необходимую точность фиксирования достигается штифтами, диаметр которых:

11.5 Оформление опорной части корпуса

Опорная поверхность корпуса в данном редукторе выполнена в виде платиков, т.к. такое расположение снижает расход материалов и уменьшает время обработки опорной поверхности корпуса.

-диаметр винта крепления редуктора к раме:

11.6 Оформление проушин

Для подъёма и транспортирования крышки и редуктора выполнены проушины, они отлиты заодно с крышкой

11.7 Крышка люка

Для залива масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей в данном редукторе проделан люк

-крышка люка

крышка выполнена из стали толщиной:

Крышку крепят к корпусу винтами с полукруглой головкой, диаметр которой d

11.8. Рама

Для создания базовых поверхностей под электродвигатель и редуктор на раме размещены платики в виде узких полос. Ширина и длина платиков больше ширины и длины опорных поверхностей электродвигателя и редуктора на 5 мм.

Основные размеры рамы:

Длина: L₁=568мм

Ширина: B₁=230мм

Высота: H₁=50мм.

12 Смазка редуктора и подшипников

12.1 Смазывание зубчатых передач редуктора

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления, тем большей вязкостью должно обладать масло.

Окружная скорость одного из колёс данного редуктора 1,56 м/с, а максимальные контактные напряжения 600-1000 МПа. Следовательно, необходима кинематическая вязкость примерно 60 мм²/с. Такую вязкость даёт индустриальное масло И-Г-А-32

В данный редуктор достаточно погружать в масло только колесо быстроходной ступени ступени на 40 мм.

12.2 Смазывание подшипника

Подшипники смазываются тем же маслом, которым смазываются детали передач. При картерной смазке колёс подшипники качения смазываются брызгами масла. В данном редукторе окружная скорость колёс ?1 м/с, поэтому брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса.

12.3 Смазочные устройства

В данном редукторе используется картерная система смазки при которой корпус является резервуаром для масла. Масло заливают через верхний люк. При работе передачи масло постепенно загрязняют продукты изнашивания, оно стареет, его свойства ухудшаются. По этому масло периодически меняют. Для слива масла в корпусе выполняют сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Дно корпуса выполнено с уклоном 1° в сторону сливного отверстия, кроме того у самого отверстия выполнено местное углубление, для того чтобы масло без остатка могло быть слито из корпуса.

Для слива масла используется сливное отверстие, закрываемое пробкой, с цилиндрической резьбой: d М14*1,25 ГОСТ-16093-81

Цилиндрическая резьба не создаёт надёжного уплотнения, поэтому под пробку с цилиндрической резьбой установлена уплотняющая прокладка из паронита.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе установлен маслоуказатель жезловой (щуп).

12.4 Выбор уплотняющих устройств

Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты от попадания влаги и пыли установлена резиновая армированная манжета для валов ГОСТ 8752-79. Манжета установлена открытой стороной внутрь корпуса, это позволяет обеспечить хороший доступ смазочного масла к рабочей кромке манжеты.

13. Сборка редуктора

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

Сборку производить в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов вала:

на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масленой ванне до 80-100⁰ С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;

затем устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Перед постановкой крышек в проточки закладывают войлочные уплотнители, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачивание валов, отсутствие зацепления подшипников и закрепляют болтиками.

Затем свертывают пробку масло-спускного отверстия с прокладкой и заливают в корпус масло. Уровень смотрят через смотровое окно.

Собранный редуктор обкатывают на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.

14. Расчет болтов крепления цилиндрического

привод ленточный транспортер редуктор двигатель

Рисунок 1 - Нагрузки, действующие на редуктор

Соединение выполнено 4 болтами равномерно расположенных на плоскости стыка, представляющей два платика с размерами 56 и 40 мм.

Нагрузки, действующие на болты:

Т - момент вращающий на входном валу редуктора равен 14,34 Н*м

Fв - консольно расположенная нагрузка от цепной передачи на выходном валу равняется 387 Н.

Расчет болтов ведется по двум условиям:

1. По условию не раскрытия стыка

2. По условию отсутствия сдвига

Где - напряжения в плоскости стыка от силы затяжки болтов;

- напряжения в плоскости стыка от действия вращающего момента на входном валу редуктора

- напряжения в плоскости стыка от действия момента Му

Расчетные формулы напряжений:

Необходимая сила затяжки болта:

Момент сопротивления площади относительно оси у:

Условие не раскрытие стыка выполняется.

Во избежание сдвига редуктора относительно плоскости стыка затяжкой болтов в плоскости стыка необходимо создать момент трения :

Необходимая сила затяжки болта по условию отсутствия сдвига:

Рисунок 2 - Нагрузки, действующие на болты, перенесенные на плоскость стыка

Расчетная нагрузка на болт определяется по наибольшей силе затяжки:

=297,7 Н

Условие прочности болта по напряжением растяжения:

Внутренний диаметр болта рассчитать по формуле:

Список используемых источников

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: “Высшая школа”, 2004

2. Курмаз Л.В. Детали машин: атлас конструкций. - М.: Машиностроение, 2001.

Размещено на http://www.allbest.ru/